JP2005249118A - 圧力制御弁 - Google Patents

Abstract

【課題】 アクチュエータのサイズ等によらずアクチュエータのハンチングを安価かつ効果的に防止する。
【解決手段】 圧力制御弁１０が、油圧ポンプＰの吐出油路５０から分岐して設けられたリリーフ油路５９の開閉を行うスプール２４と、スプール２４をリリーフ油路５９の閉側に付勢するスプリング２５と、油圧ポンプＰの吐出圧を導くパイロット油路５９ｃと、パイロット油路５９ｃと繋がり、油圧ポンプＰの吐出圧をスプール２４の開側に作用させるパイロット油室４２と、アクチュエータ（起伏シリンダ９１及び伸縮シリンダ９２）の負荷圧を導く負荷圧導入路６０と、負荷圧導入路６０と繋がり、上記アクチュエータの負荷圧をスプール２４の閉側に作用させる負荷圧油室２６と、負荷圧油室２６の容積を調整可能な負荷圧油室容積調整手段（ピストン３１及びピストン移動つまみ３２）とを有する。
【選択図】 図１

Description

本発明は、油圧ポンプの吐出圧をアクチュエータの負荷圧に応じた圧力に制御する圧力制御弁に関する。

油圧ポンプの吐出圧を制御する圧力制御弁としてはリリーフ弁が一般的に知られている。このリリーフ弁は油圧ポンプの吐出油路から分岐したリリーフ油路の開閉を行うスプールと、このスプールをリリーフ油路の閉側に付勢するスプリングとを備えており、パイロット油路を介して導かれた油圧ポンプの吐出圧がスプールを直接（直動型）、或いはパイロットピストンを作動させて生じた圧力差によりスプールを間接的に（バランスピストン型）リリーフ油路の開側に作動させる構成を備えている。また、このような圧力制御弁の中には、アクチュエータの負荷圧をフィードバックさせてこれをスプールの閉側に作用させることにより、アクチュエータの負荷に応じてリリーフ圧を可変に設定することができるようにしたものも考案されている（例えば、下記の特許文献参照）。

また、圧力補償形方向流量制御弁は、油圧ポンプの吐出圧制御を行う圧力制御弁部と、この圧力制御弁部において生成された圧油をアクチュエータへ供給する制御を行う方向流量制御弁部とを有して構成される。圧力制御弁部は上記リリーフ圧可変形のリリーフ弁が採用され、油圧ポンプの吐出圧をアクチュエータの負荷圧に応じた圧力にすることができるため、動力損失を大幅に低減することができる。

このようなリリーフ圧可変形制御弁や圧力補償形方向流量制御弁では、アクチュエータの負荷圧に応じてリリーフ圧が可変に設定されるため、アクチュエータに外力が加わって振動（負荷変動）が生じた場合には、これに応じて負荷圧が変化して油圧ポンプ吐出圧の脈動レベルが増大してしまうことがある。このように油圧ポンプ吐出圧の脈動レベルが増大するとアクチュエータへの供給圧も大きく変動するため、アクチュエータの振動が更に増幅されてしまうおそれがある（いわゆるハンチング）。このようなハンチングを防止するため、従来は、（１）負荷圧油室内に繋がる負荷圧導入路中にダンピング用のオリフィスやチョークを設けてスプールの動きを緩慢にする方法や、（２）アクチュエータへの作動油供給ライン（例えばホース）の内径や長さを大きくしてアクチュエータへ供給する圧油の圧力変動を小さくする方法、更には（３）油圧ポンプ吐出圧の脈動レベルの増大を抑制することを目的とするリリーフ弁を別途追加して設ける方法等の手段が用いられていた。
特許第３３９１７４１号公報

しかしながら、上記（１）の方法では、使用するアクチュエータのサイズ（例えばシリンダ径）等に応じた適切な寸法のオリフィスやチョークを設けることができない場合があり、（２）の方法では、アクチュエータへの作動油供給ラインの取付けや引き回しにおいて構造上の制約を受ける場合があった。また、上記（３）の方法では、アクチュエータの全作動領域において作動速度の仕様を満足しつつハンチングを効果的に防止するためには、リリーフ特性の異なるリリーフ弁をアクチュエータごとに用意する必要があった。

本発明はこのような問題に鑑みてなされたものであり、アクチュエータのサイズ等によらず、またアクチュエータへの作動油供給ラインの取付けや引き回し等の構造上の制約を受けることなく、アクチュエータのハンチングを安価かつ効果的に防止し得る構成の圧力制御弁を提供することを目的としている。

本発明に係る圧力制御弁は、油圧ポンプの吐出圧をアクチュエータ（例えば、実施形態における起伏シリンダ９１及び伸縮シリンダ９２）の負荷圧に応じた圧力に制御する圧力制御弁であって、油圧ポンプの吐出油路から分岐して設けられたリリーフ油路の開閉を行うスプールと、スプールをリリーフ油路の閉側に付勢するばね部材（例えば、実施形態におけるスプリング２５）と、油圧ポンプの吐出圧を導くパイロット油路と、パイロット油路と繋がり、油圧ポンプの吐出圧をスプールの開側に作用させるパイロット油室と、アクチュエータの負荷圧を導く負荷圧導入路と、負荷圧導入路と繋がり、アクチュエータの負荷圧をスプールの閉側に作用させる負荷圧油室と、負荷圧油室の容積を調整可能な負荷圧油室容積調整手段とを有する。

ここで、上記圧力制御弁において負荷圧油室容積調整手段は、負荷圧油室に繋がるピストン移動空間内を移動自在なピストンと、ピストンをピストン移動空間内において移動させるピストン移動手段（例えば、実施形態におけるピストン移動つまみ３２）とからなることが好ましい。或いは、上記負荷圧油室容積調整手段は、圧力制御弁に着脱自在で負荷圧油室に連通する内部空間を有した容積調整部材からなることが好ましい。

本発明に係る圧力制御弁では、負荷圧油室容積調整手段によりアクチュエータのサイズ（例えばシリンダ径）等に応じた負荷圧油室の容積調整を行うことで、アクチュエータの負荷に変動があった場合でも負荷圧油室内に伝わる負荷圧の変化を小さく抑えることができる。このため圧力制御弁部において設定されるリリーフ圧はアクチュエータの負荷変動よりも低いレベルで変化するに過ぎず、油圧ポンプ吐出圧の脈動レベルは小さいままに保たれるので、アクチュエータのハンチングを効果的に防止し得る。そして、このような効果は負荷圧油室の容積調整によってのみ得られるので、アクチュエータのサイズ等のほかアクチュエータへの作動油供給ラインの取付けや引き回し等の構造上の制約を受けることがなく、安価かつ設計自由度の高い構成となる。

また、上記圧力制御弁において、負荷圧油室容積調整手段が、負荷圧油室に繋がるピストン移動空間内を移動自在なピストンと、ピストンをピストン移動空間内において移動させるピストン移動手段（例えば、実施形態におけるピストン移動つまみ３２）とからなっており、或いは圧力制御弁に着脱自在で負荷圧油室に連通する内部空間を有した容積調整部材からなっているのであれば、油圧ポンプ吐出圧の脈動レベルの増大を抑制することを目的とするリリーフ弁を別途追加等する従来の方法に比べて安価な構成で上記効果を得ることができる。

以下、図面を参照して本発明の好ましい実施形態について説明する。図２は本発明が適用された圧力補償形方向流量制御弁１を備えた油圧回路を有して構成される高所作業車８０であり、初めにこの高所作業車８０の構成を説明する。この高所作業車８０は、タイヤ車輪８２，８２，…を備えて運転席８３から走行操作が可能なトラック式の走行体８１と、走行体８１上に設けられた旋回台８４と、この旋回台８４から上方に延びて設けられた支柱８５の上部にフートピン８６により上下揺動自在に取り付けられた伸縮式のブーム８７と、このブーム８７の先端部に取り付けられた作業者搭乗用の作業台８９とを有して構成されている。

旋回台８４は走行体８１の後部に上下軸まわり３６０度回動自在に取り付けられており、走行体８１に内蔵された旋回モータ９３を油圧駆動することにより水平旋回作動させることができる。ブーム８７は基端ブーム８７ａ、中間ブーム８７ｂ及び先端ブーム８７ｃが入れ子に組み立てられた構成となっており、内蔵された伸縮シリンダ９２を油圧駆動することにより長手方向（軸方向）に伸縮作動させることができる。また、ブーム８７は基端ブーム８７ａと支柱８５との間に跨設された起伏シリンダ９１を油圧駆動することにより上下面内で起伏作動させることができる。

作業台８９は、先端ブーム８７ｃの先端部において常時垂直姿勢に保持される垂直ポスト８８に回動自在に取り付けられており、作業台８９自身に内蔵された首振りモータ９４を油圧駆動することにより垂直ポスト８８まわりに水平旋回（首振り）させることができる。ここで、垂直ポスト８８は上記のように常時垂直姿勢が保たれるため、作業台８９の床面はブーム８７の姿勢（起伏角度）によらず常に水平に保持される。

走行体８１の前後左右各箇所には作業中の走行体８１を安定状態に支持するためのジャッキ９５，９５，…が設けられている。各ジャッキ９５は走行体８１に垂設されたアウタージャッキ（シリンダチューブ）９５ａと、このアウタージャッキ９５ａ内に設けられて上下方向に移動自在なインナージャッキ（ピストンロッド）９５ｂと、インナージャッキ９５ｂの下端部に揺動自在に設けられたジャッキパッド９５ｃとを有して構成されており、インナージャッキ９５ｂを下方に移動させ、ジャッキパッド９５ｃを地面に接地させて突っ張らせることにより走行体８１を持ち上げ状態に支持することができる。また、これらジャッキ９５はそれぞれインナージャッキ９５ｂを上方に移動させ完全に収縮させることにより格納状態にすることができる。

作業台８９上にはブーム操作レバー９６と作業台首振り操作レバー９７とが設けられている。ブーム操作レバー９６は起伏シリンダ９１、伸縮シリンダ９２及び旋回モータ９３の操作を行うためのレバーであり、作業台首振り操作レバー９７は首振りモータ９４の操作を行うためのレバーである。このため作業台８９に搭乗したオペレータＯＰは、上記ブーム操作レバー９６を操作してブーム３０を起伏、伸縮、旋回作動させ、また作業台首振り操作レバー９７を操作して作業台８９を垂直ポスト８８まわりに首振り作動させることにより作業台８９を所望に移動させて、任意の高所位置で作業を行うことが可能である。

図３は上記高所作業車８０に備えられた油圧回路の一部であり、起伏シリンダ９１及び伸縮シリンダ９２の作動制御に関する部分を示したものである。この起伏シリンダ９１及び伸縮シリンダ９２の作動制御に関する油圧回路において、油圧ポンプＰは走行体８１の図示しないエンジン（或いは別途設けた電動モータ）により駆動され、吐出圧を吐出油路５０内に供給する。

圧力補償形方向流量制御弁１は図３に示すように、圧力制御弁部２と方向流量制御弁部３とからなる。圧力制御弁部２は圧力制御弁１０及びこれに付属する複数の油路からなり、方向流量制御弁部３は、第１圧力調整弁７１、第２圧力調整弁７４、第１方向流量制御弁７２、第２方向流量制御弁７５、シャトル弁７７及びこれらに付属する複数の油路からなる。

図３に示すように、油圧ポンプＰの吐出油路５０は起伏シリンダ９１に圧油を供給する油路５１と伸縮シリンダ９２に圧油を供給する油路５５のほか、油タンクＴに繋がるリリーフ油路５９に分岐している。第１圧力調整弁７１は上記油路５１中に介装されており、油路５１内の圧力を起伏シリンダ９１の作動に適する圧力まで昇圧して第１方向流量制御弁７２のＰポートに供給する。また、第２圧力調整弁７４は上記油路５５中に介装されており、油路５５内の圧力を伸縮シリンダ９２の作動に適する圧力まで昇圧して第２方向流量制御弁７５のＰポートに供給する。

第１方向流量制御弁７２のＡポートは起伏シリンダ９１のボトム側油室９１aと油路５３を介して繋がっており、第１方向流量制御弁７２のＢポートは起伏シリンダ９１のロッド側油室９１ｂと油路５４を介して繋がっている。この第１方向流量制御弁７２は電磁パイロット比例弁であり、図示しないコントローラが行うスプール（図示せず）の電磁パイロット制御により油路５１内の圧油（第１圧力調整弁７１により昇圧制御された圧油）の断続及び方向切り換えの制御を行う。具体的には、図示しない上記スプールが中立位置７２ａに位置しているときにはＰ、Ａ、ＢポートをブロックするとともにＴポートを油タンクＴに繋げて起伏シリンダ９１の作動を停止させ、スプールが伸長側切り換え位置７２ｂに位置したときにはＰポートをＡポートに繋げるとともにＢポートをＴポートに繋げて圧油を起伏シリンダ９１のボトム側油室９１ａ内に供給し、起伏シリンダ９１を伸長作動させる（これによりブーム８７は起仰する）。また、スプールが収縮側切り換え位置７２ｃに位置したときにはＰポートをＢポートに繋げるとともにＡポートをＴポートに繋げて圧油を起伏シリンダ９１のロッド側油室９１ｂ内に供給し、起伏シリンダ９１を収縮作動させる（これによりブーム８７は倒伏する）。

また、第１方向流量制御弁７２では、起伏シリンダ９１を作動させる伸長側切り換え位置７２ｂ若しくは収縮側切り換え位置７２ｃに位置しているときには、Ｐポート内の圧油を油路５２から第１圧力調整弁７１に作用させてそのスプール（図示せず）を開側（油路５１を開く方向）に付勢する一方で、中立位置７２ａに位置しているときには油路５２をドレンするようになっている。このため油路５１内の圧力は、起伏シリンダ９１の作動時には、起伏シリンダ９１の非作動時よりも高い値に保持される。

第１方向流量制御弁７２と起伏シリンダ９１とを繋ぐ上記両油路５３，５４中には第１カウンタバランス弁７３が介装されている。この第１方向流量制御弁７２は、起伏シリンダ９１のボトム側油室９１ａ内に常時背圧を作用させる働きをする。

第２方向流量制御弁７５のＡポートは伸縮シリンダ９２のボトム側油室９２aと油路５７を介して繋がっており、第２方向流量制御弁７５のＢポートは伸縮シリンダ９２のロッド側油室９２ｂと油路５８を介して繋がっている。この第２方向流量制御弁７５も電磁パイロット比例弁であり、前述の図示しないコントローラが行うスプール（図示せず）の電磁パイロット制御により油路５５内の圧油（第２圧力調整弁７４により昇圧制御された圧油）の断続及び方向切り換えの制御を行う。具体的には、図示しない上記スプールが中立位置７５ａに位置しているときにはＰポートをブロックするとともにＡ、Ｂ、Ｔポートを油タンクＴに繋げて伸縮シリンダ９２の作動を停止させ、スプールが伸長側切り換え位置７５ｂに位置したときにはＰポートをＡポートに繋げるとともにＢポートをＴポートに繋げて伸縮シリンダ９２を伸長作動させる（これによりブーム８７は伸長する）。また、スプールが収縮側切り換え位置７５ｃに位置したときにはＰポートをＢポートに繋げるとともにＡポートをＴポートに繋げて伸縮シリンダ９２を収縮作動させる（これによりブーム８７は収縮する）。

また、第２方向流量制御弁７５では、伸縮シリンダ９２を作動させる伸長側切り換え位置７５ｂ若しくは収縮側切り換え位置７５ｃに位置しているときには、Ｐポート内の圧油を油路５６から第２圧力調整弁７４に作用させてそのスプール（図示せず）を開側（油路５５を開く方向）に付勢する一方で、中立位置７５ａに位置しているときには油路５６をドレンするようになっている。このため油路５５内の圧力は、伸縮シリンダ９２の作動時には、伸縮シリンダ９２の非作動時よりも高い値に保持される。

第２方向流量制御弁７５と伸縮シリンダ９２とを繋ぐ上記両油路５７，５８中には第２カウンタバランス弁７６は介装されている。この第２方向流量制御弁７５は、伸縮シリンダ９２のボトム側油室９２ａ内及びロッド側油室９２ｂ内の双方に常時背圧を作用させる働きをする。

圧力制御弁１０は図３に示すように、油圧ポンプＰの吐出油路５０から分岐して設けられた上記リリーフ油路５９中に介装されており、油圧ポンプＰの吐出圧が設定圧に達したときに吐出油路５０内の圧油の一部をリリーフ油路５９から油タンクＴに排出して油圧ポンプＰの吐出圧が所定圧（リリーフ圧）以上にならないようにする機能を有する。すなわち、この圧力補償形方向流量制御弁１では、油圧ポンプＰからの吐出圧は圧力制御弁部２において所定圧（リリーフ圧）以下に制御された後、第１方向流量制御弁７２及び第２方向流量制御弁７５の作動によりアクチュエータ（起伏シリンダ９１及び伸縮シリンダ９２）の作動に適する圧力に増圧（昇圧）されるようになっている。

この圧力制御弁１０は、図１に示すように、円筒状のスプール収容穴２０ａが内部に設けられたボディ部２１及びこのボディ部２１の上部に取り付けられたキャップ部２２からなるバルブボディ２０と、スプール収容穴２０ａ内を上下方向（図１における上下方向。以下同じ）に移動自在に設けられたスプール２４と、このスプール２４とキャップ部２２との間に縮設されてスプール２４を常時下方に付勢するスプリング２５とを有して構成される。

バルブボディ２０のキャップ部２２は円筒状の形成されて下方に延びた中空円筒部２３を有しており、この中空円筒部２３をスプール収容穴２０ａ内に上方から嵌入させるようにして取り付けられている。図１にも示すように、キャップ部２２の内部には中空円筒部２３の内部空間と同心状に位置してこれと連通するピストン移動空間２２ａが設けられている。このピストン移動空間２２ａの内径は中空円筒部２３の内径よりもやや小さくなっており、その境界には段差面２２ｂが形成されている。

スプール２４の上部は下方に窪んで底面２４ａを有した中空円筒状に形成されており、その内部空間とキャップ部２２の中空円筒部２３の内部空間とは一つの連続した負荷圧油室２６を形成している。また、スプリング２５はこの負荷圧油室２６内を上下に延びるように設置（縮設）されており、その上端部は上記段差面２２ｂに、下端部はスプール２４の底面２４ａに当接している。

スプール２４の下部には上下方向に延びて下方に開口した形状のスプール内油路２７が設けられており、スプール２４の下部にはこのスプール内油路２７を閉じるようにプラグ２８が取り付けられている。また、スプール２４の下部にはスプール内油路２７と連通する入口油路２９及び出口油路３０が上から順にそれぞれ水平に延びて設けられている。

キャップ部２２に形成された上記ピストン移動空間２２ａ内には外周部にリング状のオイルシール３１ａが嵌め込まれたピストン３１が上下移動自在に設けられている。このピストン３１にはキャップ部２２の上部を上下方向に延びた状態で螺入された棒状のピストン移動つまみ３２の下端部が取り付けられており、ピストン移動つまみ３２を捻り操作することにより、ピストン移動空間２２ａ内でピストン３１を上下方向に移動させることができる。なお、これらピストン３１とピストン移動つまみ３２とは、負荷圧油室２６の容積を調整可能な負荷圧油室容積調整手段を構成する。

バルブボディ２０のボディ部２１には図示のように圧力油室４１及びこれに繋がる圧力油室連通路４１ａと、パイロット油室４２及びこれに繋がるパイロット油室連通路４２ａと、ドレン油室４３及びこれに繋がるドレン油室連通路４３ａと、負荷圧油室２６に繋がる負荷圧油室連通路２６ａとが設けられている。また、パイロット油室連通路４２ａ中には第１オリフィス４２ｂが設けられており、負荷圧油室連通路２６ａ中には第２オリフィス２６ｂが設けられている。

スプール２４はスプール収容穴２０ａ内を上下方向に移動自在であり、その下限位置は、スプール２４自身の下部に設けられたプラグ２８の底面をスプール収容穴２０ａの底面に当接させた位置となり、上限位置は、スプール２４自身の上端２４ｂを中空円筒部２３の下端に下方から当接させた位置となる（図１はスプール２４が下限位置にある状態を示している）。ここで、スプール２４が下限位置にあるときには、入口油路２９は圧力油室４１よりも下方に位置してスプール収容穴２０ａの内周面により閉塞された状態となり、出口油路３０はドレン油室４３内に位置した状態となる。そして、この下限位置からスプール２４が上昇していくと、入口油路２９が圧力油室４１内に位置するようになる。一方、出口油路３０はスプール２４の位置によらず、常にドレン油室４３内に位置する。

圧力油室連通路４１ａにはリリーフ油路５９を構成する油圧ポンプＰ側の油路（これを圧力油路５９ａとする）が接続されており、ドレン油室連通路４３ａにはリリーフ油路５９を構成する油タンクＴ側の油路（これをドレン油路５９ｂとする）が接続されている。また、パイロット油室連通路４２ａには圧力油路５９ａから分岐して延びた油路（これをパイロット油路５９ｃとする）が接続されている。

図３に示すように、第１方向流量制御弁７２に繋がる油路５２から分岐して延びた分岐油路５２ａと第２方向流量制御弁７５に繋がる油路５６から分岐して延びた分岐油路５６ａとは合流しており、シャトル弁７７はその合流点に介装されている。このシャトル弁７７は上記両分岐油路５２ａ，５６ａのうち圧力が大きい方の分岐油路を圧力制御弁１０の負荷圧油室連通路２６ａに繋がる負荷圧導入路６０に接続するとともに、圧力が小さい方の分岐油路を閉塞する。このため分岐油路５２ａ内の圧力と分岐油路５６ａ内の圧力のうち大きい方の圧力、すなわち起伏シリンダ９１の負荷圧と伸縮シリンダ９２の負荷圧のうち大きい方の圧力が負荷圧導入路６０、負荷圧油室連通路２６ａ（途中に第２オリフィス２６ｂあり）経由で負荷圧油室２６内に導入される。

このような構成の圧力制御弁１０においては、油圧ポンプＰの吐出圧は吐出油路５０、圧力油路５９ａ及び圧力油室連通路４１ａ経由で圧力油室４１内に作用するとともに、パイロット油路５９ｃ及びパイロット油室連通路４２ａ（途中に第１オリフィス４２ｂあり）経由でパイロット油室４２内に作用する。ここで、油圧ポンプＰから吐出油路５０内に圧油が供給されていないときには、スプール２４はスプリング２５の付勢力により押し下げられて下部に取り付けられたプラグ２８の底面をスプール収容穴２０ａの底面に当接させた状態となる。そして、ここから油圧ポンプＰの吐出圧が上昇してくると、パイロット油室４２内の圧力がスプール２４を上方へ押し上げようとする力と、スプリング２５及び負荷圧油室２６内の圧力がスプール２４を下方へ押し下げようとする力とがバランスする位置にスプール２４は位置するようになるが、スプール２４に形成された入口油路２９が圧力油室４１よりも下方に位置している状態では、圧力油室４１はスプール２４の外周面により閉塞されるので、リリーフ油路５９はスプール２４により閉じられた状態が維持される。このため、油圧ポンプＰから吐出された圧油はリリーフ油路５９から排出されず、吐出油路５０内の圧力は更に上昇する。

油圧ポンプＰの吐出圧が更に上昇して圧力制御弁１０のクラッキング圧力（リリーフ開始圧力）に達し、スプール２４に形成された入口油路２９が圧力油室４１内に開口するようになると、油圧ポンプＰから吐出油路５０内に吐出された圧油の一部は圧力油路５９ａ、圧力油室連通路４１ａ、圧力油室４１及び入口油路２９を介してスプール内油路２７内に流入し、出口油路３０、ドレン油室４３、ドレン油室連通路４３ａ及びドレン油路５９ｂを介して油タンクＴに排出される。すなわちリリーフ油路５９が開かれて吐出油路５０内の圧油の一部がドレンされるようになる。ここで、油圧ポンプＰの吐出圧が大きければ大きいほど入口油路２９と圧力油室４１との連通開口面積は増大し、その分リリーフ油路５９から油タンクＴへ排出される作動油の流量は増大する。そして、スプール２４の位置し得る上限の位置（前述のように、スプール２４の上端２４ｂが中空円筒部２３の下端に当接する位置）では、油圧ポンプＰが吐出する圧油の全量がリリーフ油路５９からリリーフされる（このときの油圧ポンプＰの吐出圧がリリーフ圧に相当する）。このため吐出油路５０内の圧力は上記リリーフ圧よりも高くなることはなく、吐出油路５０内の圧力が上昇を続けることで配管やこれに繋がるアクチュエータ等が破損する事態が防止される。

ここで、上記のように負荷圧油室２６内には、起伏シリンダ９１の負荷圧及び伸縮シリンダ９２の負荷圧のうち大きい方の圧力が負荷圧として導入され（フィードバックされ）、これがスプリング２５の付勢力とともに、パイロット油室４２内に与えられた油圧ポンプＰの吐出圧がスプール２４を上方に移動させようとする付勢力に対抗するように作用するので、起伏シリンダ９１の負荷圧及び伸縮シリンダ９２の負荷圧のうち大きい方の圧力に応じたリリーフ圧が可変に設定されることとなる。なお、このようにリリーフ圧が起伏シリンダ９１の負荷圧と伸縮シリンダ９２の負荷圧のうち大きい方の圧力に対応して設定されるのは、これら両シリンダ９１，９２を双方同時に作動可能とするためである。

このように本圧力補償形方向流量制御弁１では、油圧ポンプＰの吐出圧を受けて作動するアクチュエータの負荷圧（ここでは起伏シリンダ９１の負荷圧と伸縮シリンダ９２の負荷圧のうち大きい方の圧力）が負荷圧油室２６内に導入されるが、このときブーム８７に外力が加わったりして上記アクチュエータに振動すなわち負荷変動が発生した場合には、その負荷変動によって負荷圧油室２６内に伝わる圧力（負荷圧）も変化してしまう。このように負荷圧油室２６内の圧力が変化すると圧力制御弁１０において設定されるリリーフ圧も変化することとなるので油圧ポンプＰ吐出圧の脈動レベルが増大し、結果としてアクチュエータの初期の振動が増幅されてしまう（ハンチング）。このような弊害を防止するためには負荷圧油室２６内の容積を上記アクチュエータのサイズ（例えばシリンダ径）等に合わせて調整（ここでは拡張）させればよく、本圧力補償形方向流量制御弁１ではピストン移動つまみ３２を捻り操作してピストン３１をピストン移動空間２２ａ内で移動させることによりこれを行うことができる。すなわち、図１から分かるようにキャップ部２２に形成されたピストン移動空間２２ａはボディ部２１に形成されたスプール収容穴２０ａと連通しているため、ピストン３１をピストン移動空間２２ａ内で移動させることにより、負荷圧油室２６の容積を調整することができる。

ここで、負荷圧油室２６内の容積をＶ、負荷圧油室２６内に流入する作動油の流量をＱ、負荷圧油室２６内への作動油の流入時間をＴとすると、負荷圧油室２６内の圧力変化ΔＰは体積弾性係数をｋとして、式ΔＰ＝ｋ／Ｖ×Ｑ×Ｔと表すことができる。図４はこのような式に基づいて、負荷圧油室２６の容積の大小に応じた負荷圧油室２６内の圧力変化を示したグラフであり、横軸に負荷圧油室２６内への作動油の流入時間を、縦軸に負荷圧油室２６内の圧力を示している。図中においてＶ１，Ｖ２は負荷圧油室２６の容積（ピストン移動空間２２ａのうち負荷圧油室２６と連通し負荷圧油室２６の容積調整（拡張）に寄与している部分を含む）であり、Ｖ１＜Ｖ２である。このグラフから分かるように、負荷圧油室２６の容積を増大させれば、単位時間当たりにおける負荷圧油室２６内の圧力変化が小さくなることが分かる。負荷圧油室２６内の圧力変化は油圧ポンプＰ吐出圧の脈動レベルに影響するので、負荷圧油室２６の容積を増大させることにより、油圧ポンプＰ吐出圧の脈動レベルを小さくすることが可能である。本実施形態のように、負荷圧がオリフィス（例えば負荷圧油室連通路２６ａ中に設けられたオリフィス２６ｂ）を通過した後に負荷圧油室２６内に流入する場合には、その効果は小さな容積変化（負荷圧油室２６の容積変化）でも充分に得られる。但し、負荷圧油室２６内の圧力が所定の圧力に達するまでの時間は長くなるので、負荷圧油室２６の容積は徒に増大させればよいわけではなく、アクチュエータのサイズ（例えばシリンダ径）等に合わせて最適な値を選択することが必要である。

このように上記圧力補償形流量制御弁１では、ピストン３１及びピストン移動つまみ３２からなる負荷圧油室容積調整手段によりアクチュエータのサイズ等に応じた負荷圧油室２６の容積調整を行うことで、アクチュエータの負荷に変動があった場合でも負荷圧油室２６内に伝わる負荷圧の変化を小さく抑えることができる。このため圧力制御弁部１において設定されるリリーフ圧はアクチュエータの負荷変動よりも低いレベルで変化するに過ぎず、油圧ポンプＰ吐出圧の脈動レベルは小さいままに保たれるので、アクチュエータのハンチングを効果的に防止し得る。そして、このような効果は負荷圧油室２６の容積調整（ここでは拡張）によってのみ得られるので、アクチュエータのサイズ等のほかアクチュエータへの作動油供給ラインの取付けや引き回し等の構造上の制約を受けることがなく、安価かつ設計自由度の高い構成となっている。

また、上記圧力補償形流量制御弁１においては、負荷圧油室容積調整手段が、負荷圧油室２６内を移動自在なピストン３１と、ピストン３１を負荷圧油室２６内において移動させるピストン移動つまみ３２とからなっているため、油圧ポンプＰ吐出圧の脈動レベルの増大を抑制することを目的とするリリーフ弁を別途追加する等従来の方法に比べて安価な構成で上記効果を得ることができる。

図５は上記圧力補償形方向流量制御弁１を構成する負荷圧油室容積調整手段の変形例であり、負荷圧油室２６内を移動自在なピストン３１及びこれを移動させるピストン移動つまみ３２を設ける代わりに、負荷圧油室２６に連通する内部空間３５を有した容積調整部材３４をキャップ部２２に着脱自在に設けたものである。この容積調整部材３４はキャップ部２２にねじ込んで取り付けられる接続金具３４ａと、この接続金具３４ａによりキャップ部２２に接続される中空のホース３４ｂと、このホース３４ｂの端部に取り付けられるエンドキャップ３４ｃとからなる。このような容積調整部材３４では、その長さ（又は太さ）が異なるものを複数用意しておけば、これらをアクチュエータのサイズ等に応じて取り替えることで、負荷圧油室２６内に導入される負荷圧の変化を小さく抑えることが可能である。また、容積調整部材３４はこのような接続金具３４ａ、ホース３４ｂ及びエンドキャップ３４ｃからなる構成のほかに、圧力制御弁１０に着脱自在で負荷圧油室２６に連通する内部空間を有したもの等であっていてもよい。具体的な例を挙げれば、キャップ部２２にねじ込み可能な螺子部を有してキャップ部２２に着脱自在であり、内部に負荷圧油室２６と連通し得る空間を有した容器である。このような容器では、その内部容積が異なるものを複数用意しておけば、これらをアクチュエータのサイズ等に応じて取り替えることで、負荷圧油室２６内に供給される負荷圧の変化を小さく抑えることが可能である。このような構成でもやはり安価に上記効果を得ることができる。

また、上記圧力補償形方向流量制御弁１では、圧力制御弁部２（圧力制御弁１０）と方向流量制御弁部３とが一体に構成されたいわゆる複合弁として構成できるが、圧力制御弁１０はこのような複合弁に組み込むことなく、単体品として使用することもできる。本発明に係る圧力制御弁はこのように複合弁に組み込まれない単体品としての使用がなされる圧力制御弁に相当する。なお、この場合の圧力制御弁は、上述の圧力補償形方向流量制御弁１に組み込まれた圧力制御弁１０と同様の構成とすることができる。

これまで本発明の好ましい実施形態について説明してきたが、本発明の範囲は上述の実施形態において示したものに限定されない。例えば、上述の実施形態においては、圧力補償形方向流量制御弁の方向流量制御弁部３が有する方向流量制御弁（第１方向流量制御弁７１及び第２方向流量制御弁７５）は電磁パイロット比例弁であったが、これは方向流量制御弁であれば必ずしも電磁パイロット比例弁でなくてもよい。すなわち、電磁ソレノイドにより直接（パイロット圧によらずに）スプールを動かす電磁比例弁や、手動操作によるマニュアル形の方向流量制御弁等であってもよい。

また、上述の実施形態では、圧力補償形方向流量制御弁１における圧力制御弁部２において制御されるアクチュエータは起伏シリンダ９１と伸縮シリンダ９２であったが、これは一例であり、他の油圧シリンダ或いは油圧モータ等であってもよい。また、アクチュエータの数は必ずしも２つでなくてよく、１つ或いは３つ以上であっても構わない。

また、本発明に係る圧力制御弁を備えた油圧回路は、上述の実施形態において示した高所作業車に限られず、他の動力機械一般に適用することが可能である。

本発明が適用された圧力補償形方向流量制御弁の圧力制御弁部を構成する圧力制御弁の縦断面図である。 上記圧力補償形方向流量制御弁を備えた油圧回路を有して構成される高所作業車の側面図である。 上記高所作業車に備えられた油圧回路の一部であり、起伏シリンダ及び伸縮シリンダの作動制御に関する部分である。 負荷圧油室の容積の大小に応じた負荷圧油室内の圧力変化を示すグラフである。 上記圧力補償形方向流量制御弁を構成する負荷圧油室容積調整手段の変形例を示す図である。

符号の説明

１ 圧力補償形方向流量制御弁
２ 圧力制御弁部
３ 方向流量制御弁部
１０ 圧力制御弁
２２ａ ピストン移動空間
２４ スプール
２５ スプリング（ばね部材）
２６ 負荷圧油室
３１ ピストン（負荷圧油室容積調整手段）
３２ ピストン移動つまみ（負荷圧油室容積調整手段、ピストン移動手段）
３４ 容積調整部材（負荷圧油室容積調整手段）
４２ パイロット油室
５０ 吐出油路
５９ リリーフ油路
５９ｃ パイロット油路
６０ 負荷圧導入路
７２ 第１方向流量制御弁
７５ 第２方向流量制御弁
７７ シャトル弁
９１ 起伏シリンダ（アクチュエータ）
９２ 伸縮シリンダ（アクチュエータ）
Ｐ 油圧ポンプ

Claims (3)

1. 油圧ポンプの吐出圧をアクチュエータの負荷圧に応じた圧力に制御する圧力制御弁であって、
   前記油圧ポンプの吐出油路から分岐して設けられたリリーフ油路の開閉を行うスプールと、
   前記スプールを前記リリーフ油路の閉側に付勢するばね部材と、
   前記油圧ポンプの吐出圧を導くパイロット油路と、
   前記パイロット油路と繋がり、前記油圧ポンプの吐出圧を前記スプールの開側に作用させるパイロット油室と、
   前記アクチュエータの負荷圧を導く負荷圧導入路と、
   前記負荷圧導入路と繋がり、前記アクチュエータの負荷圧を前記スプールの閉側に作用させる負荷圧油室と、
   前記負荷圧油室の容積を調整可能な負荷圧油室容積調整手段とを有したこと特徴とする圧力制御弁。
2. 前記負荷圧油室容積調整手段は、前記負荷圧油室に繋がるピストン移動空間内を移動自在なピストンと、前記ピストンを前記ピストン移動空間内において移動させるピストン移動手段とからなることを特徴とする請求項１記載の圧力制御弁。
3. 前記負荷圧油室容積調整手段は、前記圧力制御弁に着脱自在で前記負荷圧油室に連通する内部空間を有した容積調整部材からなることを特徴とする請求項１記載の圧力制御弁。

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