JP2008298183A

JP2008298183A - 油圧駆動装置

Info

Publication number: JP2008298183A
Application number: JP2007145056A
Authority: JP
Inventors: Koji Okazaki; 康治岡崎
Original assignee: Nachi Fujikoshi Corp
Current assignee: Nachi Fujikoshi Corp
Priority date: 2007-05-31
Filing date: 2007-05-31
Publication date: 2008-12-11

Abstract

【課題】実機操作レバーの操作に対してアクチュエータの応答性を高めるため、予め可変ポンプの吐出圧を設定するアンロード弁を提供。
【解決手段】油圧駆動装置１０は、可変ポンプ１１の吐出圧Ｐと１つのアクチュエータ１７の最高負荷圧との差圧を検出する差圧減圧弁２５に応じた可変ポンプ１１の吐出圧油をタンク１８に導くアンロード弁１４を有する。アンロード弁１４は、第一受圧部２１に作用する可変ポンプ１１の吐出圧Ｐが吐出ライン１３を経て連通方向に作動し、第二受圧部２２に受ける最高負荷圧によって遮断方向に作動し、制御圧Ｐｕが第三受圧部２３に作用して遮断方向する。
【選択図】図１

Description

本発明は、可変容量形油圧ポンプ（以下、可変ポンプとする）の吐出圧と複数のアクチュエータの最高負荷圧との差圧に応じて作動し、可変ポンプの吐出圧油をタンクに連通・遮断するアンロード弁を有する油圧駆動装置に関する。

従来技術、この種のアンロード弁にはポンプ圧と、複数のアクチュエータの最高負荷圧力を導くとともに、電磁比例減圧弁で制御する制御圧力を導いている。実機において、操作レバー（操作用バルブ）の操作に対しアクチュエータの応答性をよくするため、この電磁比例減圧弁の制御圧力によって予めアンロード開始圧を設定することができるようにしている。アンロード開始圧を希望の値に設定することで、予め可変ポンプの吐出流量を多くして、アクチュエータの応答性を高めている（例えば、特許文献１参照）。
特開平１１−３１５８０５号公報

しかしながら、特許文献１ではアンロード開始圧を設定するために、電磁比例減圧弁を余分に使用しており、該電磁比例減圧弁を制御するコントローラも必要になるのでコスト高になってしまう。
本発明は、電磁比例減圧弁等のバルブを追加することなく、実機操作レバーの操作に対してアクチュエータの応答性を高めるため、予め可変ポンプの吐出圧を設定するアンロード弁を有する油圧駆動装置を提供することを目的とする。

前記の目的を達成するために、本発明は、可変ポンプの吐出圧と少なくとも１つのアクチュエータの最高負荷圧との差圧に応じて可変ポンプの吐出圧油をタンクに導くアンロード弁とを有する油圧駆動装置において、
前記アンロード弁は、第一受圧部に作用する可変ポンプの吐出圧によって連通方向に作動し、第二受圧部に受ける最高負荷圧によって遮断方向に作動するように構成され、さらにパイロットポンプの下流に固定絞りを設け、該固定絞りの下流が操作切換弁の作動によってタンクへ連通・遮断されたりすることで、制御される制御圧が第三受圧部に作用することで遮断方向に作動して可変ポンプの吐出圧を予め高く設定することを特徴とする。

本発明によれば、第三受圧部に作用する制御圧によって可変ポンプの吐出圧を設定できる。操作切換弁が中立位置（実機を操作していない状態）では、固定絞りの下流はタンクに連通しており、制御圧は低く設定されて可変ポンプの吐出圧も低くなり、エネルギー損失を小さくできる。操作切換弁をストロークさせる（実機のアクチュエータを操作する状態）と、固定絞りの下流はタンクと遮断され、制御圧はパイロットポンプの吐出圧まで上昇し、可変ポンプの吐出圧もパイロットポンプの吐出圧分上乗せになり、電磁比例減圧弁やコントローラなどがなくてもアクチュエータの応答性を高めることができる。

以下、本発明に係る油圧駆動装置につき好適の実施の形態を挙げ、添付図面を参照して詳細に説明する。
図１は、本発明の第一の実施の形態に係る油圧駆動装置１０の油圧回路図である。図１に示す油圧駆動装置１０は、可変ポンプ１１の吐出圧Ｐと１つのシリンダ（アクチュエータ）１７の最高負荷圧との差圧に応じ可変ポンプ１１の吐出圧油をタンク１８に導くアンロード弁１４を有する。
前記アンロード弁１４は、第一受圧部２１に作用する可変ポンプ１１の吐出圧Ｐが吐出ライン１３を経て連通方向（図１で左位置）に作動し、第二受圧部２２に受ける最高負荷圧ＰＬｍａｘによって遮断方向（図１で右位置）に作動するように構成されている。図１中、参照符号１５はアンロード弁１４のドレンラインであり、参照符号２４はリリーフ弁を示す。さらに、参照符号２６は圧力補償弁を示し、操作切換弁１９の前後の差圧を補償する機能を有する。

さらに、シリンダ１７を作動する操作切換弁１９の上流に固定絞り１６を設け、該固定絞り１６の下流が操作切換弁１９によってタンク１８へ連通・遮断して、制御される制御圧Ｐｕがアンロード弁１４の第三受圧部２３に作用することで遮断方向に作動することを特徴としている。
図２は、操作切換弁１９の拡大回路図を示す。図２において、操作切換弁１９はスプール（図示しない）の切換位置、例えば左位置１９、右位置１９ｂでは、固定絞り１６の下流とタンク１８を遮断する回路２７ｂとなっており、中立位置では固定絞り１６の下流とタンク１８を連通する回路２７ａとなっている。これによって、操作切換弁１９が中立のとき固定絞り１６の上流側の圧力２０が一定ならアンロード弁１４の第三受圧部２３に作用する制御圧Ｐｕが操作切換弁１９の切換位置１９ａ，１９ｂと中立位置で変わることになる。
よって、シリンダ１７を作動させる操作切換弁１９の切換位置１９ａ，１９ｂのときは第三受圧部２３に作用する制御圧Ｐｕが高くなり、可変ポンプ１１の吐出圧Ｐが予め高く設定できシリンダ１７の応答性を高めることができる。

図３は、アンロード弁１４を模写的に示した構造図である。図３においてアンロード弁１４は弁本体３２にスプール３３が摺動自在に嵌挿され、該弁本体３２の両端は栓３４，３５によって液密的に封止されている。スプール３３の一側（図３で左側）には、接触子３６がばね部材３７を介して当接している。前記ばね部材３７は栓３４と接触子３６との間に設けられている。スプール３３の他側（図３で右側）にはピストン３８が摺動自在に嵌挿されている。

図３において、ピストン３８の断面積、すなわちアンロード弁１４の第一受圧部２１の断面積をＡ１、スプール３３の第二受圧部２２の断面積をＡ２，第三受圧部２３の断面積をＡ３、ばね部材３７の弾発力Ｗｓｐとすると、
可変ポンプ１１の吐出圧ライン１３とタンクポート２８とを連通させる方向に作用する力は、Ｐ×Ａ１・・・式１で表わせる。
また、アンロード弁１４の圧力ポート１３とタンクポート２８とを遮断させる方向に作用する力は、（Ｐｕ×Ａ３）＋（ＰＬ×Ａ２）＋Ｗｓｐ・・・式２で表わせる。
従って、アンロード弁１４のスプール３３における圧力バランスは、
Ｗｓｐ＋（Ｐｕ×Ａ３）＋（ＰＬ×Ａ２）＝Ｐ×Ａ１・・・式３となるように、アンロード弁１４が制御される。なお、ＰＬは負荷圧力、Ｐｕは制御圧を表わす。
ここで、Ａ１＝Ａ２＝Ａ３とすると、
操作切換弁１９が中立時（シリンダ１７に圧油の供給がない）は、ＰＬ＝０であることより、式３は、Ｐ＝Ｐｕ＋Ｗｓｐ／Ａ１・・・式４となる。
よって、アンロード状態の可変ポンプ１１の吐出圧Ｐは、制御圧Ｐｕによって、変化することがわかる。

次に制御圧Ｐｕの設定方法を図２により説明する。固定絞り１６の上流側の圧力２０をＰｐとし、固定絞り１６の面積をａ１、操作切換弁１９における該固定絞り１６側の下流とタンク１８間の回路２７ａ，２７ｂの面積をａ２、タンク１８の圧力をＰｔとすると、面積ａ１，ａ２の流量はオリフィスの式より、
Ｑ＝ｃ×ａ１×√（Ｐｐ−Ｐｕ）・・・式５
Ｑ＝ｃ×ａ２×√（Ｐｕ−Ｐｔ）・・・式６で表わせる。Ｐｔ＝０とすると、
ａ１×√（Ｐｐ−Ｐｕ）＝ａ２×√（Ｐｕ）
整理すると、Ｐｕ＝（ａ１^２）／（ａ１^２＋ａ２^２）Ｐｐ・・・式７で表わせる。
よって、固定絞り１６の上流側の圧力２０をＰｐの値と固定絞り１６の面積ａ１と、操作切換弁１９における該固定絞り１６の下流とタンク１８間の回路２７ａ、２７ｂの面積ａ２との関係で、制御圧Ｐｕは決まる。

図４は操作切換弁１９（図１参照）の構造を示す要部拡大縦断面図で、該操作切換弁１９は弁本体３９にスプール４０が摺動自在に嵌挿されている。前記スプール４０には、固定絞り１６側の下流とタンク１８（図１参照）の間の回路２７ａ、２７ｂの形状が例えば、図５乃至図７のように形成されている。
図５では、固定絞り１６側及びタンク１８側の連通孔４１、４２が弁本体３９に対向して設けられ、該弁本体３９に嵌挿されているスプール４０には軸心方向にアンダーラップ量Ｘ１となる環状溝４３が形成されている。よって、連通孔４１及び４２は環状溝４３を介して連通している。
図６では、連通孔４１、４２が間隔をおいて設けられ、これらの連通孔４１、４２に連通する内部環状溝４４、４５がスプール４０の外周面に臨んで弁本体３９に設けられている。スプール４０の軸心方向には内部環状溝４４、４５の幅の一側端面（図６で内部環状溝４４の右側及び内部環状溝４５の左側を指す）に対してアンダーラップ量Ｘ１を有する段付面４６、４７が形成されている。これにより、連通孔４１、４２は間隔を設けて環状溝４８により連通している。
図７では、スプール４０の軸方向に指向するノッチ４９を外周部に複数個設け、該ノッチ４９の両端面と環状溝４４、４５の一側端面（図７で内部環状溝４４の右側及び内部環状溝４５の左側を指す）に対してアンダーラップ量Ｘ１を有する。この場合、連通孔４１、４２は間隔を設けてノッチ４９により連通している。

図４に示す操作切換弁１９のスプール４０に設けた回路２７ａ、２７ｂにおいて、固定絞り１６の下流とタンク１８への流路が閉じるまでのアンダーラップ量をＸ１とする。さらに、圧力ポートＰからシリンダ１７（図１参照）のポート（図示しない）への開口面積が開き始めるまでのストロークをＸ２とする。
ここで、Ｘ１＜Ｘ２の関係に設定すると、図８示すように負荷圧力ＰＬはスプール４０の開口面積がＸ２ストロークしてから上昇を始めるのに対して、制御圧Ｐｕはスプール４０がアンダーラップ量Ｘ１ストロークしてから高くなり、それに伴い可変ポンプ１１のポンプ圧Ｐもアンダーラップ量Ｘ１ストロークしてから高くなる。よって、スプール４０がＸ２ストロークしてから負荷圧力ＰＬが高くなる前に可変ポンプ１１のポンプ圧Ｐが高くなるので、スプール４０がＸ２ストローク後から即、シリンダ１７が作動するようになり、該シリンダ１７の応答性を高めることができる。
図９は、従前の操作切換弁の開口面積と可変ポンプの吐出圧との関係を示す説明図である。図９では、操作切換弁のスプール（図示しない）が開き始めるまでのストロークＸ２してから負荷圧力ＰＬが上昇し、それに伴い、可変ポンプのポンプ圧Ｐが遅れて上昇するので、Ｐ＜ＰＬの関係にあるストロークＸ３の間は、アクチュエータ（図示しない）は作動しない。

図１０は本発明の第二の実施の形態に係る油圧駆動装置５０の油圧回路図を示す。図１０中、図１の構成要素と同一の構成要素は同一符号を付して詳細な説明を省略する。図１０の油圧駆動装置５０の特徴は、油圧モータ５１を付加して、該油圧モータ５１の操作を行う操作切換弁５２、圧力補償弁５３を設けている。
この油圧駆動装置５０では、操作切換弁１９及び５２の切換ストロークに応じて、予め可変ポンプの吐出圧を高め、シリンダ１７及び油圧モータ５１の応答性向上が実施できる。

図１及び図１０に示す油圧駆動装置１０及び５０によれば、アンロード弁１４の第三受圧部２３に作用する制御圧Ｐｕによって、該アンロード弁１４により可変ポンプの吐出圧が設定できる。操作切換弁１９が中立位置（実機を操作していない状態）では、固定絞り１６の下流はタンクに連通しており、制御圧Ｐｕは低く設定され、可変ポンプの吐出圧も低くなり、従来どおり可変ポンプ１１の吐出圧が低くエネルギー損失を小さくすることができる。
操作切換弁１９及び５２をストロークさせる（実機のアクチュエータを操作する状態）と、固定絞り１６の下流はタンク１８と遮断され、制御圧Ｐｕはパイロットポンプ１２の吐出圧まで上昇し、可変ポンプの吐出圧もパイロットポンプ１２の吐出分上乗せになり、シリンダ１７などのアクチュエータの応答性を高めることができる。

本発明の第一の実施の形態に係る油圧駆動装置の油圧回路図である。図１に示す操作切換弁の拡大油圧回路図である。図１のアンロード弁の概略構造図である。図１の操作切換弁の要部拡大縦断面図である。図４のスプールの拡大詳細図である。図４のスプールの変形例を示す拡大詳細図である。図４のスプールの他の変形例を示す拡大詳細図である。図１に示す操作切換弁の開口面積とアンロード弁の可変ポンプの吐出圧との関係を示す従前の操作切換弁の開口面積と可変ポンプの吐出圧との関係を示す説明図である。本発明の第二の実施の形態に係る油圧駆動装置の油圧回路図である。

符号の説明

１０、５０油圧駆動装置１１可変ポンプ
１４アンロード弁１６固定絞り
１９、５２操作切換弁２１、２２、２３受圧部
２４リリーフ弁２５差圧減圧弁
２６、５３圧力補償弁

Claims

可変ポンプの吐出圧と少なくとも１つのアクチュエータの最高負荷圧との差圧に応じて可変ポンプの吐出圧油をタンクに導くアンロード弁とを有する油圧駆動装置において、
前記アンロード弁は、第一受圧部に作用する可変ポンプの吐出圧によって連通方向に作動し、第二受圧部に受ける最高負荷圧によって遮断方向に作動するように構成され、さらにパイロットポンプの下流に固定絞りを設け、該固定絞りの下流が操作切換弁の作動によってタンクへ連通・遮断されたりすることで、制御される制御圧が第三受圧部に作用することで可変ポンプの吐出圧を予め高く設定することを特徴とする油圧駆動装置。