JP2004270900A

JP2004270900A - Hydraulic control device

Info

Publication number: JP2004270900A
Application number: JP2003066136A
Authority: JP
Inventors: Takashi Araya; 隆新家; Naoaki Suzuki; 直明鈴木; Koji Ueda; 浩司上田
Original assignee: Toshiba Machine Co Ltd
Current assignee: Shibaura Machine Co Ltd
Priority date: 2003-03-12
Filing date: 2003-03-12
Publication date: 2004-09-30

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a spool change-over valve of favorable composite operation performance of an actuator, and high reliability. <P>SOLUTION: The spool change-over valve 200 comprises a housing 1 provided with a plurality of oil chambers including a pump passage 4, an auxiliary passage 5, a supply passage 6, a cylinder passage 7, and a tank passage 10, a spool 3 slidably and liquid-tightly provided in the housing 1 to change supply of oil to the oil chambers, a sheet valve 14 provided between the auxiliary passage 5 and the supply passage 6, and a fixed block 2 integrally installed on the housing 1, and provided with a pilot spool 22 inside. By adding pressure oil of the pump passage 4 and pressure oil of the auxiliary passage 5 to the pilot spool 22, opening of the auxiliary passage 5 to the supply passage 6 by the seat valve 14 is controlled. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO&NCIPI

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、油圧ショベルを含む建設機械等の油圧制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来技術にはたとえば、特許第２９８７２７９号公報、特開平６−５８３０５号公報が有る。
【０００３】
特許第２９８７２７９号公報には、バルブハウジング内の切換スプール近傍にシート弁を配置し、この切換スプールの操作により、シート弁を経てシリンダポートに接続されたアクチュエータに圧油を供給する切換弁において、シート弁の背室とフィーダ通路との接続通路上にパイロットスプールをもうけ、外部信号によりパイロットスプールを制御することでシート弁の開度を調整し、もって切換スプールの移動による流量調整に加えてシート弁の開度による流量調整を可能とし、アクチュエータへの供給油量に更に自由度を持たせて母機の操作性向上を図ろうとする技術が示されている。
【０００４】
しかし、当該従来技術においてはその公報の図２１、２２等に示されているように、一対のシリンダポートの圧力の内の高圧側をパイロットスプールの一端に作用させることでシート弁の開度を調整し、シリンダの負荷圧力が変化した場合にも切換弁の開度に比例した圧油を供給することができるようするとともに、逆流防止も可能としている。しかしシリンダポートから信号圧力を検出した場合、信号ラインへ供給される油量（すなわちパイロットスプールを移動させるのに必要な油量）の分、シリンダが降下する事になり、微操作性、安全性等の面で問題の発生する恐れが有る。
【０００５】
他の従来技術である特開平６−５８３０５号公報にはポンプ通路と補助通路とシート弁を有する構成が示されている。しかし、この従来技術では、シート弁を通過する最大油量を外部信号により調整することは出来ず、かつ、シート弁の外にロードチェック弁が設けられており、構造が複雑である。
【０００６】
【特許文献１】
特許第２９８７２７９号公報（特に図２１、図２２）
【０００７】
【特許文献２】
特開平６−５８３０５号公報
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
本発明の目的は、油圧ショベルを含む建設機械等の油圧制御装置において、複数のアクチュエータを同時に駆動する複合操作時の操作性を向上できる油圧制御装置を提供することにある。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
本発明の油圧制御装置は、
ハウジングと、
このハウジング内に設けられたポンプ通路、タンク通路、補助通路、一対の供給通路、および一対のシリンダ通路と、
前記各通路に交差して摺動自在液密的に配置された切換スプールと、
前記ハウジング内の前記補助通路と前記供給通路との間に配置されたシート弁と、
このシート弁による前記補助通路から前記供給通路への開口を制御するためのパイロットラインと、
このパイロットライン上に設けられ、パイロットスプールが摺動自在液密的に内蔵された補助弁と、
を備え、
前記パイロットスプールに前記ポンプ通路の圧力と前記補助通路の圧力とを作用させることで前記パイロットラインを流れる流量が制御され、
前記シート弁には、常に前記補助通路から前記供給通路への開口を制限するように前記供給通路の圧力が印加される、
構成したことを特徴とする。
【００１０】
このようにパイロットスプールを作動させるのに、ポンプ通路と補助通路の圧油を用いるよう構成したので、パイロットスプールが作動して、シート弁による流量制御が行なわれる場合でも、シリンダが降下するといったことがない。
【００１１】
しかも、ロードチェック弁機能をシート弁が兼ねているので、別に専用のロードチェック弁が不要となる。
【００１２】
さらに、シート弁の持つロードチェック弁機能は、供給通路の圧油を直接シート弁に作用させることで実現しているので、応答が速く、ロードチェック弁機能が作動した場合も、シリンダが降下するといったことがない
【００１３】
また本発明の油圧制御装置は、
前記シート弁は、
一端が開放された中空部を有するシート本体と、
このシート本体をガイドする一端の閉じたスリーブと、
このスリーブを摺動自在液蜜的に支持する前記ハウジングに設けたスリーブ穴と、
このスリーブ穴を前記補助弁のボディーで閉鎖することで構成されるスリーブ背室と、
前記スリーブ背室と前記供給通路とを接続する絞り通路と、
前記中空部と前記供給通路とを連通する通路と、
から構成され、
前記パイロットラインは前記スリーブ背室と前記ポンプ通路を接続する連通路であり、
前記補助弁は、
前記パイロットスプールの一端に印加される前記ポンプ通路の圧力と、
前記パイロットスプール他端に印加される前記補助通路の圧力とバネ力の和と、
をバランスさせることで前記パイロットラインの前記スリーブ背室への流入流量を制御するよう構成される、
ようにしてもよい。
【００１４】
さらに本発明の油圧制御装置は、
前記スリーブに設けた絞り通路は、当該スリーブの移動に伴い通路面積が変化する可変絞りである、
ように構成することができる。
【００１５】
また本発明の油圧制御装置は、
前記スリーブに設けた絞り通路は固定絞りである、
ように構成することができる。
【００１６】
さらに本発明の油圧制御装置は、
前記補助弁は、
前記パイロットスプールに、前記ポンプ通路の圧力とは独立して外部信号をさらに作用させる、
よう構成することができる。
【００１７】
このように、パイロットスプールにポンプ通路の圧力とは独立して外部信号を作用させることで、切換スプールによる流量調整に加えて、任意の外部信号による流量調整をも行なうことができる。
【００１８】
また本発明の油圧制御装置は、
前記切換スプールは、
オープンセンタ型である、
よう構成することができる。
【００１９】
さらに本発明の油圧制御装置は、
前記補助弁は、
前記パイロットスプールに、前記ポンプ通路の圧力とは独立して外部信号をさらに作用させる、
よう構成することができる。
【００２０】
さらに本発明の油圧制御装置は、
複数の油圧制御装置を１つのハウジングに内臓する、
よう構成することができる。
【００２１】
【発明の実施の形態】
以下、この発明の実施形態例を、図面を参照して説明する。
【００２２】
図１は本発明に係る油圧制御装置を用いた油圧回路の一例である。また、図２、図３は本発明に係る油圧制御装置の断面図および一部詳細図である。図１において４００は可変容量ポンプで、切換弁２００と、センターバイパス型切換弁３００が可変容量ポンプ４００に対してパラレルに接続され、切換弁２００はアクチュエータ４９を、切換弁３００はアクチュエータ６０を駆動制御するよう構成されている。１は油圧制御装置２００のハウジングであり、当該ハウジング１の内部にはポンプ通路４、補助通路５、供給通路６Ａ，６Ｂ、シート弁１４、一対のシリンダ通路７Ａ，７Ｂ、タンク通路１０Ａ，１０Ｂが設けられておりこれら通路に交差して切換スプール３が当該切換スプール穴に摺動自在液密的に組み込まれている。この切換スプール３は、両端に設けられた油室８，９のいずれかへ図示してないパイロットバルブからの信号圧を受け、バネ５０の力に対抗して図中左右に移動するよう構成してある。
【００２３】
また、ハウジング１には、固定ブロック２がハウジング１と一体的に取り付けられている。
【００２４】
たとえば、図２に示す油室９に圧油が供給されると、切換スプール３が図中右方へ移動し、先ず当該切換スプール３のランド４２が通路５１を遮断、ついでランド５２に設けたきり欠き４１が補助通路５へ開口する。更に３が移動するとランド５３に設けた切欠き部４８が供給通路６Ａへ開口するとともにランド４５に設けた切欠き部４６とハウジング１のランド５４からタンク４０への通路が閉鎖される。
【００２５】
この結果、可変容量ポンプ４００の吐出油は接続路３８を経てポンプ通路４、切欠き４１、補助通路５へ供給され、シート弁１４を開け、供給通路６Ａ、切欠き４８、シリンダ通路７Ａをへてアクチュエータ４９の供給側４９Ａに至る。同時にアクチュエータ４９の排出側４９Ｂからの戻り油はシリンダ通路７Ｂ、切換スプール３に設けた切欠き部４７を経てタンク通路１０Ｂへ放出される。
【００２６】
ところで、図３に示すように、シート弁１４に対してはポンプ通路４の圧力が通路１５及び逆止弁１２を介して、また補助通路５の圧力が通路１６を介してそれぞれ伝えられている。シート弁１４の固定ブロック２の内部にはパイロットスプール２２が当該スプール穴に対して摺動自在液密的に支持されている。また固定ブロック２には油室６１，２６，２７，３２，３４及び２８が設けてある。油室２６と２７の間でパイロットスプール２２には段差が設けてあり、当該段差部２５には、パイロット管路８０を介して油室２６へ供給されるパイロット圧力が油室２８に設けたバネ２４の力に対抗して作用するよう構成してある。
【００２７】
また、ポンプ通路４から逆止弁１２を経てシート弁１４の油室６１に導かれた圧油は、パイロットスプール２２の内部に設けた通路３３を経て油室２７へ導かれておりパイロットスプール２２の径ｄ２の面積部分に作用する。一方パイロットスプール２２の他端にはバネ２４の力が作用するとともに、穴６３を設け、当該穴６３にはピストン２３を摺動自在液密的に組み込んである。また当該ピストン２３とパイロットスプール２２の穴６３によって形成される油室３６へは通路３５、油室３４、通路１６を経て補助通路５の圧力を導いてある。なお、ピストン２３の外径（＝穴６３の径）ｄ１は上記ｄ２と等しく設定してあり油室３６に作用する圧力は油室２７に作用する圧力に対抗して等価な面積に作用している。
【００２８】
また、段差部２５に作用する油室２６の油圧力と油室２７に作用する油圧力との和が、油室３６に作用する油圧力とバネ２４の力との和に打ち勝ってパイロットスプール２２を図中右方へ移動させると、パイロットスプール２２に設けた切欠き部３１が油室３２へ開口し、この結果油室６１、したがってポンプ通路４の圧油がシート弁１４のシート本体１９をガイドするスリーブ１７の背室２１へ導かれるよう構成してある。
【００２９】
なおスリーブ１７はハウジング１に設けたスリーブ穴６４に対して摺動自在液密的にガイドされている。また、スリーブ１７の外周には溝状の絞り通路２０が設けてある。この絞り通路２０は、スリーブ背室２１に圧油が導かれてスリーブ１７が図中下方へ移動した状態では、スリーブ背室２１を供給通路６Ａ，６Ｂとを接続し、かつ、本実施例ではスリーブ１７の移動量によって当該絞り通路２０の供給通路６Ａ，６Ｂに対する開度が変化するよう構成してある。
【００３０】
なお、図２において、シート本体１９とスリーブ１７との間に設けたバネ１８の力は比較的小さく設定してあり、スリーブ１７が下方に移動した場合にはバネ１８は容易に圧縮されスリーブ１７の内径肩部６９はシート本体１９の端部７０に当接し、スリーブ１７はシート本体１７の図中上方への移動を制限するよう構成してある。またシート本体１９内部の油室６８はシート本体１９に設けた通路３７を介して供給通路６Ａ，６Ｂと常時接続されている。
【００３１】
次に作動説明をする。
【００３２】
図１において切換弁２００、及び切換弁３００を同時操作した場合であって、仮に切換弁２００に接続されたアクチュエータ４９の負荷圧力が切換弁３００に接続されたアクチュエータ６０の負荷圧力に比較して低い場合を想定する。また、アクチュエータ４９に必要な最大供給油量はアクチュエータ６０に必要とされる最大油量に対して比較的少ない場合を想定する。
【００３３】
切換弁３００をフル操作し、切換弁２００を半操作すると、切換弁３００のセンターバイパス通路６７が遮断されるので可変容量ポンプ４００の吐出油は通路６５を経てアクチュエータ６０へ供給されると同時に通路３８を経て切換弁２００へ供給され、この切換弁２００へ供給された圧油は前述の経路を経てアクチュエータ４９へ供給される。ところでアクチュエータ４９の負荷圧力の方がアクチュエータ６０の負荷圧力よりも低いので、可変容量ポンプ４００の圧油はアクチュエータ４９へ流れようとする。
【００３４】
この結果、切換弁２００においては、油室２６に作用する外部信号圧力がないので、パイロットスプール２２に作用する力の関係は下記式（１）のようになる。
【００３５】
Ｐ４・Ａ２＝Ｐ５・Ａ１＋Ｆ２４（１）
ここで、
Ｐ４：ポンプ通路４の圧力
Ｐ５：補助通路５の圧力
Ｆ２４：バネ２４の力
Ａ１，Ａ２：それぞれ径ｄ１、ｄ２部分の面積
である。
【００３６】
いまｄ１＝ｄ２であるので、Ａ１＝Ａ２。これを式（１）に代入し、変形すると下記式（２）となる。
【００３７】

【００３８】
Ｐ４とＰ５の大きさに着目すると、可変容量ポンプ４００から供給される圧油は、ポンプ通路４からスプール３の切欠き部４１で圧力降下を起こすので、Ｐ４＞Ｐ５となり、この右向きの力がバネ２４の力に打ち勝ち、パイロットスプール２２を図中右行させ、パイロットスプール２２の切欠き部３１が油室３２に開口し、ポンプ通路４の圧油がスリーブ背室２１へ流入する。するとスリーブ１７が図中下方へ移動し、バネ１８が圧縮されスリーブ１７の内径肩部６９がシート本体１９の端部７０に当接し、シート本体１９を下方へ移動させ、補助通路５から供給通路６Ａ、６Ｂへの開口を、式（２）に示すように、ポンプ通路４と補助通路５の差圧がバネ２４の力による差圧とバランスするよう制限する。
【００３９】
この結果、補助通路５の圧力が上昇し、アクチュエータ４９の負荷圧力がアクチュエータ６０の負荷圧力に比較し低い場合でも、アクチュエータ４９への入り口側で通路開度を制限して見かけの負荷圧力を上昇させるので、アクチュエータ４９への流量を制限するとともに高負荷側のアクチュエータを確実に動かす事ができる。
【００４０】
また、アクチュエータ４９の負荷が増大して負荷圧力が供給圧力よりも高くなり、圧油が逆流しようとしたときは、負荷圧力がシリンダ通路７Ａ，７Ｂ、供給通路６Ａ，６Ｂを経て、シート本体１９に設けた通路３７へ作用し、シート本体１９を降下させ、シート弁１４は全閉となり圧油の逆流を防止する。つまり、シート弁１４はロードチェック弁の機能をあわせもっている。
【００４１】
さらに、このシート弁１４による圧油防止機能は、シート本体１９に直接シリンダ通路７Ａ，７Ｂの圧油を直接シート本体１９に作用させることで実現しているので、その動作が極めて速い。
【００４２】
さらにまた、シート弁１４による補助通路５から供給通路６Ａ、６Ｂへの開口を調整するための信号を、ポンプ通路４および補助通路５より取り出しているから、シート弁１４の作動時にも、アクチュエータ４９が下降してしまうこともない。
【００４３】
次に、固定ブロック２の油室２６へ外部信号圧力Ｐｐをパイロット管路８０を介して作用させる場合を想定する。このとき、パイロットスプール２２に作用する力の関係は式（２）より下記式（３）となる。
【００４４】
（Ｐ４−Ｐ５）・Ａ１＋Ｐｐ・Ａ３＝Ｆ２４（３）
ここで、
Ａ３：段差部２５の環状の面積
である。
【００４５】
つまり、外部信号圧力Ｐｐがない場合と比較して、パイロットスプール２２は更に右方へ移動するので、切欠き部３１の開口が増加し、シート本体１９の下方移動量が増加し、補助通路５から供給通路６Ａ，６Ｂへの開口は、外部信号Ｐｐがない場合と比較してさらに小さくなる。
【００４６】
また、式（３）を変形すると
（Ｐ４−Ｐ５）・Ａ１＝Ｆ２４−Ｐｐ・Ａ３（４）
となる。
【００４７】
つまり、バネ力（Ｆ２４）と油室２６に作用する外部信号圧力Ｐｐによる力（Ｐｐ・Ａ３）との差がパイロットスプール２２に対して図中左方へ作用する事になるので、油室２５と油室３６に作用する圧力差は油室２６へ外部信号圧力が作用しない場合に比較し低下する。
【００４８】
したがって、切換弁２００の操作量が同じ場合であっても、油室２６に作用する外部信号圧力Ｐｐを制御することで、シート弁１４より補助通路５から供給通路６Ａ，６Ｂへの開度を制限できるため、ポンプ通路４と補助通路５の差圧、つまりアクチュエータ４９への最大供給油量を調整する事ができる。したがって、本発明の搭載された機械の用途に応じて最適な流量を、その負荷圧力に関わらず、簡単に調整できる。
【００４９】
以上、本発明の好適な実施形態例について説明したが、本発明は上記実施形態例に限定されることなく、その精神を逸脱しない範囲内において多くの設計変更、変形が可能である。すなわち、本発明に係るスクリュを適用する成形材料の性質、特性や、成形品に要求される品質等により、適宜下記するような変形が可能である。
【００５０】
たとえば、スリーブ１７に設ける絞りスリーブ１７の移動によって、開度が変化する可変絞りではなく、固定絞りでもよい。具体的には、たとえば、スリーブ１７の外周をスリーブ穴６４とはめあう径のストレート形状とし、その一部分に少なくとも１箇所、通しの溝を形成することでもよいし、スリーブ１７の上辺にスリーブ背室２１とシート本体１９内の油室６８とを連通する通路（たとえばキリ穴）を設けてることでもよい。
【００５１】
また、上記実施形態例では、パイロットスプール２２において、ポンプ室４の圧力が作用する部分の径ｄ１と補助通路５の圧力が作用する部分の径ｄ２とが等しくなっているが、これも必ずしも必要でなく、ｄ１≠ｄ２でかまわない。
【００５２】
さらにまた、上記実施形態例では、ハウジング１には切換弁２００しか内蔵しないが、ひとつのハウジング内に複数の切換弁を内臓する構造としてもよい。この際、切換弁２００に相当する切換弁の配置はどこでもよいが、たとえば、複数ある切換弁の内の一番外れの位置、つまり最端部であってもよい。
【００５３】
【発明の効果】
油圧ショベルを含む建設機械等の油圧制御装置において、複数のアクチュエータを同時に駆動する複合操作時の操作性を向上できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る油圧制御装置を使用した油圧制御回路の実施形態の一例を示す図である。
【図２】図１における切換弁を示す図である。
【図３】図２における切換弁の一部詳細を示す図である。
【符号の説明】
１ハウジング
２固定ブロック
３スプール
４ポンプライン
５補助通路
６（６Ａ，６Ｂ）供給通路
７（７Ａ，７Ｂ）シリンダ通路
１０（１０Ａ，１０Ｂ）タンク通路
１４シート弁
１７スリーブ
１９シート本体
２１スリーブ背室
２２パイロットスプール
１５，１６，３３，３５，３７，３８通路
１８，２４，５０バネ
２６，２７，２８，３２，３３，３４，３６，６８油室
３１，４１，４６，４８切欠き部
４９，６０アクチュエータ
２００，３００切換弁
４００可変容量ポンプ[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic control device for a construction machine or the like including a hydraulic shovel.
[0002]
[Prior art]
The prior art includes, for example, Japanese Patent No. 2987279 and Japanese Patent Application Laid-Open No. 6-58305.
[0003]
Japanese Patent No. 2987279 discloses a switching valve in which a seat valve is disposed near a switching spool in a valve housing, and the operation of the switching spool supplies pressure oil to an actuator connected to a cylinder port via a seat valve. A pilot spool is provided on the connection passage between the back chamber of the seat valve and the feeder passage, and the pilot valve is controlled by an external signal to adjust the opening of the seat valve. There is disclosed a technique which enables flow rate adjustment by the opening degree of a valve, and further improves the operability of a mother machine by giving a degree of freedom to an oil supply amount to an actuator.
[0004]
However, in the related art, as shown in FIGS. 21 and 22 and the like in the publication, the high pressure side of the pressure of the pair of cylinder ports is applied to one end of the pilot spool to reduce the opening of the seat valve. By adjusting the pressure, the pressure oil proportional to the opening of the switching valve can be supplied even when the load pressure of the cylinder changes, and the backflow can be prevented. However, if signal pressure is detected from the cylinder port, the cylinder will drop by the amount of oil supplied to the signal line (that is, the amount of oil required to move the pilot spool), resulting in fine operability and safety. There is a possibility that a problem may occur in aspects such as.
[0005]
Japanese Patent Application Laid-Open No. 6-58305, which is another prior art, discloses a configuration having a pump passage, an auxiliary passage, and a seat valve. However, in this conventional technique, the maximum oil amount passing through the seat valve cannot be adjusted by an external signal, and the load check valve is provided outside the seat valve, so that the structure is complicated.
[0006]
[Patent Document 1]
Japanese Patent No. 2987279 (particularly FIGS. 21 and 22)
[0007]
[Patent Document 2]
JP-A-6-58305
[Problems to be solved by the invention]
An object of the present invention is to provide a hydraulic control device such as a construction machine including a hydraulic shovel, which can improve operability in a combined operation of simultaneously driving a plurality of actuators.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
The hydraulic control device of the present invention
A housing,
A pump passage, a tank passage, an auxiliary passage, a pair of supply passages, and a pair of cylinder passages provided in the housing;
A switching spool that is slidably and liquid-tightly disposed across the passages,
A seat valve disposed between the auxiliary passage and the supply passage in the housing;
A pilot line for controlling an opening from the auxiliary passage to the supply passage by the seat valve;
An auxiliary valve provided on this pilot line, in which a pilot spool is slidably and liquid-tightly incorporated,
With
The flow rate of the pilot line is controlled by applying the pressure of the pump passage and the pressure of the auxiliary passage to the pilot spool,
The pressure of the supply passage is always applied to the seat valve so as to limit the opening from the auxiliary passage to the supply passage.
It is characterized by comprising.
[0010]
Since the pilot spool is operated using the pressure oil of the pump passage and the auxiliary passage as described above, even when the pilot spool is operated and the flow rate is controlled by the seat valve, the cylinder may drop. There is no.
[0011]
In addition, since the seat check valve also functions as a load check valve, a dedicated load check valve is not required separately.
[0012]
Furthermore, since the load check valve function of the seat valve is realized by applying the pressure oil in the supply passage directly to the seat valve, the response is fast, and even when the load check valve function is activated, the cylinder descends. [0013]
Also, the hydraulic control device of the present invention
The seat valve is
A sheet body having a hollow portion with one end open,
A closed sleeve at one end for guiding the seat body,
A sleeve hole provided in the housing for supporting the sleeve in a slidable and liquid manner,
A sleeve back chamber constituted by closing the sleeve hole with the body of the auxiliary valve;
A throttle passage connecting the sleeve back chamber and the supply passage,
A passage communicating the hollow portion and the supply passage,
Consisting of
The pilot line is a communication passage connecting the sleeve back chamber and the pump passage,
The auxiliary valve is
A pressure of the pump passage applied to one end of the pilot spool;
The sum of the pressure and spring force of the auxiliary passage applied to the other end of the pilot spool,
Is configured to control the flow rate of the pilot line into the sleeve back chamber by balancing
You may do so.
[0014]
Furthermore, the hydraulic control device of the present invention
The throttle passage provided in the sleeve is a variable throttle whose passage area changes with movement of the sleeve.
It can be configured as follows.
[0015]
Also, the hydraulic control device of the present invention
The throttle passage provided in the sleeve is a fixed throttle.
It can be configured as follows.
[0016]
Furthermore, the hydraulic control device of the present invention
The auxiliary valve is
An external signal is further applied to the pilot spool independently of the pressure in the pump passage.
It can be configured as follows.
[0017]
In this way, by applying an external signal to the pilot spool independently of the pressure of the pump passage, the flow rate can be adjusted by an arbitrary external signal in addition to the flow rate adjustment by the switching spool.
[0018]
Also, the hydraulic control device of the present invention
The switching spool is
Open center type,
It can be configured as follows.
[0019]
Furthermore, the hydraulic control device of the present invention
The auxiliary valve is
An external signal is further applied to the pilot spool independently of the pressure in the pump passage.
It can be configured as follows.
[0020]
Furthermore, the hydraulic control device of the present invention
A plurality of hydraulic control devices are housed in one housing,
It can be configured as follows.
[0021]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
[0022]
FIG. 1 is an example of a hydraulic circuit using a hydraulic control device according to the present invention. 2 and 3 are a cross-sectional view and a partially detailed view of the hydraulic control device according to the present invention. In FIG. 1, reference numeral 400 denotes a variable displacement pump, in which a switching valve 200 and a center bypass type switching valve 300 are connected in parallel to the variable displacement pump 400, and the switching valve 200 drives the actuator 49 and the switching valve 300 drives the actuator 60. It is configured to control. Reference numeral 1 denotes a housing of the hydraulic control device 200. Inside the housing 1, there are a pump passage 4, an auxiliary passage 5,

supply passages

6A and 6B, a seat valve 14, a pair of cylinder passages 7A and 7B, and tank passages 10A and 10B. The switching spool 3 is slidably and liquid-tightly incorporated in the switching spool hole so as to intersect with these passages. The switching spool 3 is configured to receive a signal pressure from a pilot valve (not shown) to one of the

oil chambers

8 and 9 provided at both ends, and move left and right in the drawing against the force of the spring 50. It is.
[0023]
A fixed block 2 is attached to the housing 1 integrally with the housing 1.
[0024]
For example, when pressurized oil is supplied to the oil chamber 9 shown in FIG. 2, the switching spool 3 moves rightward in the figure, and first the land 42 of the switching spool 3 blocks the passage 51, and then is provided on the land 52. The notch 41 opens into the auxiliary passage 5. When 3 further moves, the notch 48 provided in the land 53 opens to the supply passage 6A, and the notch 46 provided in the land 45 and the passage from the land 54 of the housing 1 to the tank 40 are closed.
[0025]
As a result, the discharge oil of the variable displacement pump 400 is supplied to the pump passage 4, the notch 41, and the auxiliary passage 5 through the connection passage 38, and the seat valve 14 is opened to supply the supply passage 6A, the notch 48, and the cylinder passage 7A. To the supply side 49A of the actuator 49. At the same time, the return oil from the discharge side 49B of the actuator 49 is discharged to the tank passage 10B via the notch 47 provided in the cylinder passage 7B and the switching spool 3.
[0026]
As shown in FIG. 3, the pressure of the pump passage 4 is transmitted to the seat valve 14 via the passage 15 and the check valve 12, and the pressure of the auxiliary passage 5 is transmitted to the seat valve 14 via the passage 16. . Inside the fixed block 2 of the seat valve 14, a pilot spool 22 is slidably and liquid-tightly supported with respect to the spool hole. The fixed block 2 is provided with

oil chambers

61, 26, 27, 32, 34 and 28. A step is provided on the pilot spool 22 between the

oil chambers

26 and 27, and the step portion 25 is provided with a spring provided in the oil chamber 28 by a pilot pressure supplied to the oil chamber 26 via the pilot line 80. It is designed to act against 24 forces.
[0027]
The pressure oil guided from the pump passage 4 to the oil chamber 61 of the seat valve 14 via the check valve 12 is guided to the oil chamber 27 via a passage 33 provided inside the pilot spool 22. On the area of the diameter d2. On the other hand, a force of the spring 24 acts on the other end of the pilot spool 22, and a hole 63 is provided. The piston 23 is slidably and liquid-tightly incorporated in the hole 63. The pressure of the auxiliary passage 5 is guided to the oil chamber 36 formed by the piston 23 and the hole 63 of the pilot spool 22 via the passage 35, the oil chamber 34, and the passage 16. The outer diameter d1 of the piston 23 (= the diameter of the hole 63) is set equal to the above d2, and the pressure acting on the oil chamber 36 acts on an equivalent area against the pressure acting on the oil chamber 27. I have.
[0028]
In addition, the sum of the oil pressure of the oil chamber 26 acting on the step 25 and the oil pressure acting on the oil chamber 27 overcomes the sum of the oil pressure acting on the oil chamber 36 and the force of the spring 24, and Is moved to the right in the drawing, the notch 31 provided in the pilot spool 22 opens to the oil chamber 32, and as a result, the oil in the oil chamber 61, and thus the pressure oil in the pump passage 4, moves the seat body 19 of the seat valve 14. It is configured to be guided to the back room 21 of the sleeve 17 to be guided.
[0029]
The sleeve 17 is slidably guided in a sleeve hole 64 provided in the housing 1 in a liquid-tight manner. A groove-shaped throttle passage 20 is provided on the outer periphery of the sleeve 17. The throttle passage 20 connects the sleeve back chamber 21 to the

supply passages

6A and 6B when the pressure oil is guided to the sleeve back chamber 21 and the sleeve 17 moves downward in the drawing. The degree of opening of the throttle passage 20 with respect to the

supply passages

6A and 6B changes according to the amount of movement of the sleeve 17.
[0030]
In FIG. 2, the force of the spring 18 provided between the seat body 19 and the sleeve 17 is set relatively small. When the sleeve 17 moves downward, the spring 18 is easily compressed and The inner diameter shoulder 69 abuts the end 70 of the seat body 19, and the sleeve 17 is configured to limit the upward movement of the seat body 17 in the figure. The oil chamber 68 inside the seat body 19 is always connected to the

supply passages

6A and 6B via a passage 37 provided in the seat body 19.
[0031]
Next, the operation will be described.
[0032]
In FIG. 1, the switching valve 200 and the switching valve 300 are simultaneously operated, and the load pressure of the actuator 49 connected to the switching valve 200 is temporarily compared with the load pressure of the actuator 60 connected to the switching valve 300. Assume a low case. It is assumed that the maximum supply oil amount required for the actuator 49 is relatively smaller than the maximum oil amount required for the actuator 60.
[0033]
When the switching valve 300 is fully operated and the switching valve 200 is half-operated, the center bypass passage 67 of the switching valve 300 is shut off, so that the discharge oil of the variable displacement pump 400 is supplied to the actuator 60 via the passage 65, The pressure oil supplied to the switching valve 200 via 38 is supplied to the actuator 49 via the above-described path. Incidentally, since the load pressure of the actuator 49 is lower than the load pressure of the actuator 60, the pressure oil of the variable displacement pump 400 tends to flow to the actuator 49.
[0034]
As a result, in the switching valve 200, since there is no external signal pressure acting on the oil chamber 26, the relationship of the force acting on the pilot spool 22 is as shown in the following equation (1).
[0035]
P4 · A2 = P5 · A1 + F24 (1)
here,
P4: pressure in the pump passage 4 P5: pressure in the auxiliary passage 5 F24: forces A1, A2 of the spring 24: areas of the diameters d1, d2, respectively.
[0036]
Since d1 = d2, A1 = A2. This is substituted into equation (1) and transformed into equation (2) below.
[0037]

[0038]
Focusing on the magnitudes of P4 and P5, the pressure oil supplied from the variable displacement pump 400 causes a pressure drop from the pump passage 4 at the notch 41 of the spool 3, so that P4> P5. By overcoming the force of the spring 24, the pilot spool 22 is moved rightward in the figure, the notch 31 of the pilot spool 22 opens to the oil chamber 32, and the pressure oil of the pump passage 4 flows into the sleeve back chamber 21. Then, the sleeve 17 moves downward in the figure, the spring 18 is compressed, the inner diameter shoulder 69 of the sleeve 17 abuts on the end 70 of the seat body 19, moves the seat body 19 downward, and moves from the auxiliary passage 5 to the supply passage. The openings to 6A and 6B are limited so that the differential pressure between the pump passage 4 and the auxiliary passage 5 balances with the differential pressure due to the force of the spring 24, as shown in equation (2).
[0039]
As a result, even if the pressure in the auxiliary passage 5 increases and the load pressure of the actuator 49 is lower than the load pressure of the actuator 60, the opening degree of the passage at the entrance to the actuator 49 is restricted to increase the apparent load pressure. Therefore, the flow rate to the actuator 49 can be limited, and the actuator on the high load side can be reliably moved.
[0040]
Further, when the load on the actuator 49 increases and the load pressure becomes higher than the supply pressure, and the pressure oil tries to flow backward, the load pressure passes through the cylinder passages 7A and 7B and the

supply passages

6A and 6B and passes through the seat body 19. , The seat body 19 is lowered, and the seat valve 14 is fully closed to prevent the backflow of the pressure oil. That is, the seat valve 14 has the function of the load check valve.
[0041]
Further, since the pressure oil preventing function of the seat valve 14 is realized by directly applying the pressure oil of the cylinder passages 7A and 7B to the seat body 19, the operation is extremely fast.
[0042]
Furthermore, since a signal for adjusting the opening of the auxiliary passage 5 from the auxiliary passage 5 to the

supply passages

6A and 6B by the seat valve 14 is taken out from the pump passage 4 and the auxiliary passage 5, the actuator 49 is operated even when the seat valve 14 is operated. Does not fall.
[0043]
Next, it is assumed that the external signal pressure Pp acts on the oil chamber 26 of the fixed block 2 via the pilot line 80. At this time, the relationship between the forces acting on the pilot spool 22 is given by the following expression (3) from expression (2).
[0044]
(P4-P5) · A1 + Pp · A3 = F24 (3)
here,
A3: The annular area of the step 25.
[0045]
That is, the pilot spool 22 moves further to the right as compared with the case where there is no external signal pressure Pp, so that the opening of the notch 31 increases, the downward movement amount of the seat body 19 increases, and the auxiliary passage 5 The openings to the

supply passages

6A and 6B from the outside are smaller than in the case where there is no external signal Pp.
[0046]
In addition, when formula (3) is transformed, (P4−P5) · A1 = F24−Pp · A3 (4)
It becomes.
[0047]
In other words, the difference between the spring force (F24) and the force (Pp · A3) due to the external signal pressure Pp acting on the oil chamber 26 acts on the pilot spool 22 to the left in the drawing, so that the oil chamber 25 And the pressure difference acting on the oil chamber 36 is reduced as compared with the case where no external signal pressure acts on the oil chamber 26.
[0048]
Therefore, even when the operation amount of the switching valve 200 is the same, the opening degree from the auxiliary passage 5 to the

supply passages

6A and 6B from the seat valve 14 to the

supply passages

6A and 6B is controlled by controlling the external signal pressure Pp acting on the oil chamber 26. Since the pressure can be limited, the pressure difference between the pump passage 4 and the auxiliary passage 5, that is, the maximum amount of oil supplied to the actuator 49 can be adjusted. Therefore, the optimum flow rate can be easily adjusted according to the application of the machine equipped with the present invention regardless of the load pressure.
[0049]
The preferred embodiment of the present invention has been described above. However, the present invention is not limited to the above embodiment, and many design changes and modifications can be made without departing from the spirit of the present invention. That is, the following modifications can be made as appropriate depending on the properties and characteristics of the molding material to which the screw according to the present invention is applied, the quality required of the molded product, and the like.
[0050]
For example, a fixed aperture may be used instead of a variable aperture in which the degree of opening changes depending on the movement of the aperture sleeve 17 provided on the sleeve 17. Specifically, for example, the outer periphery of the sleeve 17 may be formed in a straight shape having a diameter that fits with the sleeve hole 64, and at least one through groove may be formed in a part thereof, or the sleeve back chamber may be formed on the upper side of the sleeve 17. A passage (for example, a drill hole) may be provided for communicating the oil passage 21 with the oil chamber 68 in the seat body 19.
[0051]
In the above-described embodiment, the diameter d1 of the portion of the pilot spool 22 where the pressure of the pump chamber 4 acts and the diameter d2 of the portion where the pressure of the auxiliary passage 5 acts are equal to each other. Instead, d1 ≠ d2 may be used.
[0052]
Furthermore, in the above embodiment, only the switching valve 200 is built in the housing 1, but a structure in which a plurality of switching valves are incorporated in one housing may be adopted. At this time, the position of the switching valve corresponding to the switching valve 200 may be anywhere. For example, the switching valve may be located at the farthest position of a plurality of switching valves, that is, at the extreme end.
[0053]
【The invention's effect】
In a hydraulic control device such as a construction machine including a hydraulic shovel, operability in a combined operation of simultaneously driving a plurality of actuators can be improved.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a diagram showing an example of an embodiment of a hydraulic control circuit using a hydraulic control device according to the present invention.
FIG. 2 is a view showing a switching valve in FIG. 1;
FIG. 3 is a diagram showing some details of a switching valve in FIG. 2;
[Explanation of symbols]
Reference Signs List 1 housing 2 fixed block 3 spool 4 pump line 5 auxiliary passage 6 (6A, 6B) supply passage 7 (7A, 7B) cylinder passage 10 (10A, 10B) tank passage 14 seat valve 17 sleeve 19 seat body 21 sleeve back chamber 22 Pilot spools 15, 16, 33, 35, 37, 38

Passages

18, 24, 50

Springs

26, 27, 28, 32, 33, 34, 36, 68

Oil chambers

31, 41, 46, 48

Notches

49, 60

Actuator

200, 300 Switching valve 400 Variable displacement pump

Claims

A housing,
A pump passage, a tank passage, an auxiliary passage, a pair of supply passages, and a pair of cylinder passages provided in the housing;
A switching spool that is slidably and liquid-tightly disposed across the passages,
A seat valve disposed between the auxiliary passage and the supply passage in the housing;
A pilot line for controlling an opening from the auxiliary passage to the supply passage by the seat valve;
An auxiliary valve provided on this pilot line, in which a pilot spool is slidably and liquid-tightly incorporated,
With
The flow rate through the pilot line is controlled by applying the pressure of the pump passage and the pressure of the auxiliary passage to the pilot spool,
The pressure of the supply passage is always applied to the seat valve so as to limit the opening from the auxiliary passage to the supply passage.
A hydraulic control device, characterized in that:

The seat valve is
A sheet body having a hollow portion with one end open,
A closed sleeve at one end for guiding the seat body,
A sleeve hole provided in the housing for supporting the sleeve in a slidable and liquid manner,
A sleeve back chamber constituted by closing the sleeve hole with the body of the auxiliary valve;
A throttle passage connecting the sleeve back chamber and the supply passage,
A passage communicating the hollow portion and the supply passage,
Consisting of
The pilot line is a communication passage connecting the sleeve back chamber and the pump passage,
The auxiliary valve is
A pressure of the pump passage applied to one end of the pilot spool;
The sum of the pressure and spring force of the auxiliary passage applied to the other end of the pilot spool,
Is configured to control the flow rate of the pilot line into the sleeve back chamber by balancing
The hydraulic control device according to claim 1, wherein:

The throttle passage provided in the sleeve is a variable throttle whose passage area changes with movement of the sleeve.
The hydraulic control device according to claim 1 or 2, wherein:

The throttle passage provided in the sleeve is a fixed throttle.
The hydraulic control device according to claim 1 or 2, wherein:

The auxiliary valve is
Configured to further apply an external signal to the pilot spool independently of the pressure in the pump passage;
5. The hydraulic control device according to claim 1, wherein:

The external signal pressure is
The secondary pressure of the solenoid proportional pressure reducing valve,
The hydraulic control device according to claim 5, wherein:

The switching spool is
Open center type,
7. The hydraulic control device according to claim 1, wherein:

It comprises a plurality of hydraulic control devices including at least one hydraulic control device according to claim 1,
A hydraulic control device, characterized in that: