JP3730739B2

JP3730739B2 - Directional switching valve device with load compensation

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Publication number: JP3730739B2
Application number: JP02526397A
Authority: JP
Inventors: 英世加藤
Original assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Current assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Priority date: 1997-02-07
Filing date: 1997-02-07
Publication date: 2006-01-05
Anticipated expiration: 2017-02-07
Also published as: JPH10220403A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、油圧ショベルや油圧クレーンなどの油圧機械に備えられる方向切換弁装置に係わり、特に、油圧ポンプとタンクとを連通するバイパス通路上にセンタバイパス絞りを有するオープンセンタ形の方向切換弁を備えた負荷補償付き方向切換弁装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
油圧ポンプの吐出圧油を油圧アクチュエータに供給するには、このポンプの吐出路に方向切換弁を設け、これを切り換え操作することでアクチュエータに圧油を供給する。ここで、方向切換弁には、油圧ポンプとタンクとを連通するバイパス通路上にセンタバイパス絞りを有するオープンセンタ形の方向切換弁がある。この方向切換弁ではアクチュエータの負荷（圧力）が大きくなると、油圧ポンプからの吐出圧油からバイパス通路を介してタンクへ流出するバイパス流量が増大し、方向切換弁のストローク（メータイン絞りの開口面積）が一定であってもアクチュエータに供給される流量が減少する。そこで、このような課題を解決するため、オープンセンタ形の方向切換弁のセンタバイパス絞りの下流に可変絞り弁（制御弁）を配置し、この可変絞り弁にアクチュエータの負荷圧力を導き可変絞り弁を切り換え制御する油圧回路装置が特開平６−１１７４０９号公報に提案されている。
【０００３】
この従来技術を図１４に示す。図１４において、可変容量型の油圧ポンプ１からの吐出流量の供給路３にはオープンセンタ形の方向切換弁５０が接続され、方向切換弁５０の操作によりアクチュエータ５に供給される圧油の流量が制御される。また、供給路３から分岐したバイパス通路４には方向切換弁５０のセンタバイパス絞り５１が位置し、このセンタバイパス絞り５１は方向切換弁５０のストローク（切り換え量）の増加につれて開口面積が小さくなるように連動する。更に、センタバイパス絞り５１の下流側のバイパス通路１３に制御弁として可変絞り弁５２を配置し、その更に下流に絞り２１を設け、絞り２１で発生した圧力を信号管路２３を介して油圧ポンプ１の傾転制御装置２ｎに導き、その圧力に応じて油圧ポンプ１の吐出流量をネガティブ流量制御している。
【０００４】
更に、方向切換弁５０はメータイン絞り５０ａ，５０ｂの下流圧、すなわちアクチュエータ５の負荷圧力を検出できるようになっており、この検出圧力を信号管路５３を介して可変絞り弁５２の閉弁方向に作用させる構造となっている。
【０００５】
以上のようにな油圧駆動装置を例えば油圧ショベルに搭載して掘削作業を行う場合、操作レバー装置５４により方向切換弁５０を操作すると、センタバイパス絞り５１が絞られてバイパス流量が減少し、絞り２１で発生する圧力が低下し、信号管路２３に検出されたその圧力により油圧ポンプ１の吐出流量が増加するよう制御される。この油圧ポンプ１の吐出圧力がアクチュエータ５の負荷圧力よりも高くなると方向切換弁５０のメータイン絞り５０ａ又は５０ｂを介してアクチュエータ５に圧油が供給され始め、アクチュエータ５には方向切換弁５のストローク（メータイン絞り５０ａ又は５０ｂの開口面積）に応じた流量が供給される。
【０００６】
このような状態でアクチュエータ５の負荷圧力が増大すると、それに応じて油圧ポンプ１の吐出圧力は上昇し始め、もしバイパス通路４に可変絞り弁５２が設けられていない場合は、ポンプ吐出圧の上昇により絞り２１を介して流出するバイパス流量が増大する。また、これと同時に絞り２１で発生する圧力が上昇し、油圧ポンプ１の吐出流量が減少するように制御される。このため、方向切換弁５０のストローク（メータイン絞り５０ａ又は５０ｂの開口面積）が一定であってもアクチュエータ５に供給される流量が減少する。
【０００７】
上記従来技術では、バイパス通路１３に可変絞り弁５２が設けられているので、アクチュエータ５の負荷圧力が増大すると、信号管路５３に検出されたその負荷圧力により可変絞り弁５２の開口面積が絞られてバイパス流量が減少すると共に、絞り２１で発生する圧力が低下し油圧ポンプ１の吐出流量が増大するように制御される。これにより油圧ポンプ１の吐出流量が減少することなく油圧ポンプ１の吐出圧力は更に上昇し、負荷圧力が増大する前と同様の流量をアクチュエータ５に供給できる負荷補償特性が得られる。
【０００８】
また、オープンセンタ形の方向切換弁では、センタバイパス絞りが位置するバイパス流路（バイパスポート）は弁本体のスプール周囲の中央部にスプールに直行するよう設けられている。
【０００９】
一方、方向切換弁のもう１つのタイプとしてセンタバイパス絞りを有しないクローズドセンタ形の方向切換弁がある。この方向切換弁は、通常、油圧ポンプのロードセンシング制御や圧力補償弁と組み合わせて使用されている。このため、この方向切換弁を用いた油圧回路では、アクチュエータの負荷圧力を検出することが必須となり、このためクローズドセンタ形の方向切換弁は負荷圧力検出用の通路を有している。
【００１０】
ここで、クローズドセンタ形の方向切換弁ではセンタバイパス絞りを有していないので、スプール軸長を短縮するため、弁本体のスプール周囲の中央部に共通の負荷圧力検出ポートを設け、スプールの中央付近に設けたに左右個別の油孔の負荷圧力をこの負荷圧力検出ポートで選択的に取り出してる。また、負荷圧力を減圧するなど調整して取り出す特殊な場合に限り、弁本体のスプール周囲に左右個別に負荷圧力検出ポートを設け、スプールに設けた左右個別の油孔で調整した負荷圧力をこの負荷圧力検出ポートで選択的に取り出しいる。前者の例としては特開平４−１９４１１号公報があり、後者の例としては特公平７−９２０８６号公報、特公平７−１０１０４３号公報がある。
【００１１】
また、複数のアクチュエータの負荷圧力のうちの最高圧力を検出するためにはシャトル弁が必要となる。従来のクローズドセンタ形の方向切換弁では、上記いずれの場合もスプールの外部にシャトル弁（ボール）を配置している。
【００１２】
【発明が解決しようとする課題】
特開平６−１１７４０９号公報に記載の油圧駆動装置では、上記した通り、方向切換弁５０のメータイン絞り５０ａ，５０ｂの下流圧をアクチュエータ５の負荷圧力として検出し、これを信号管路５３を介して可変絞り弁５２の閉弁方向に作用させる構造となっている。このため、方向切換弁５０においては、アクチュエータ５の負荷圧力（メータイン絞り５０ａ，５０ｂの下流圧）を検出するため信号管路５３に接続される検出路５４ａ，５４ｂが設けられ、更に方向切換弁５０の操作中立時に信号管路５３をタンクに連通させるドレン管路５４ｃが設けられている。
【００１３】
また、油圧ショベルや油圧クレーン等の油圧機械では、一般に、複数のアクチュエータに対応して複数の方向切換弁が設けられており、特開平６−１１７４０９号公報に記載されるようなオープンセンタ形の方向切換弁５０で複数のアクチュエータを駆動するには、方向切換弁５０が複数個、バイパス通路４，１３に直列に配置される。この場合、特開平６−１１７４０９号公報に記載の方向切換弁装置では、複数の方向切換弁５０で検出した負荷圧力の最高圧力が信号管路５３に導かれるように、当該最高圧力を検出することが必要となり、クローズドセンタ形の方向切換弁の場合と同様、最高圧力の検出にはシャトル弁が用いられる。
【００１４】
以上のようにオープンセンタ形の方向切換弁を備えた負荷補償付き方向切換弁装置では、センタバイパス絞り５１が位置するバイパス流路に加え、負荷圧力の検出路５４ａ，５４ｂやドレン管路５４ｃ、更にはシャトル弁を設ける必要があり、これらを弁本体に組み込んで１つの弁装置とする場合、うまくまとめないと弁装置が大型化・複雑化し易い。
【００１５】
また、可変絞り弁５２をバイパス通路１３の下流に配置すると共に、油圧ポンプ１の吐出流量をネガティブ流量制御する場合は、その更に下流に絞り２１を配置する必要があり、これらも１つの弁装置に組み込もうとすると、弁装置が更に大型化・複雑化し易い。
【００１６】
一方、クローズドセンタ形の方向切換弁の一般的な弁構造では、上記のようにスプール周囲の中央部に負荷圧力検出ポートを設けている。しかし、オープンセンタ形の方向切換弁ではスプール周囲の中央部にバイパス流路があるため、その構造をそのまま採用するとスプール周囲の中央部の構造が極めて複雑となる。また、クローズドセンタ形の方向切換弁には、上記したようにスプール周囲の左右に負荷圧力検出ポートを設けた例もあるが、これは負荷圧力を調整する必要がある場合の特殊な例である。更に、クローズドセンタ形の方向切換弁では、スプールの外部にシャトル弁（ボール）を設け最高負荷圧力を検出しているので、この特殊な例をそのまま上記のオープンセンタ形の方向切換弁に適用したとしても、スプールの外部にシャトル弁を設けねばらず、やはり弁装置が大型化・複雑化し易い。
【００１７】
本発明の第１の目的は、オープンセンタ形の方向切換弁とは別に制御弁を設け、この制御弁にアクチュエータの負荷圧力を導き制御弁を切り換え制御するもので、負荷圧力の検出路及び検出した負荷圧力を制御弁に導く信号路の接続を簡素化でき、弁構造をコンパクトにでき、かつ多連弁への設計変更も容易に行える負荷補償付き方向切換弁装置を提供することである。
【００１８】
本発明の第２の目的は、オープンセンタ形の方向切換弁とは別に制御弁を設け、この制御弁にアクチュエータの負荷圧力を導き制御弁を切り換え制御するとともに、方向切換弁を複数個配置した多連弁としたもので、最高負荷圧力の検出路及び信号路の接続を簡素化でき、弁構造をコンパクトにできる負荷補償付き方向切換弁装置を提供することである。
【００１９】
【課題を解決するための手段】
（１）上記第１の目的を達成するために、本発明は、油圧ポンプの吐出路とアクチュエータとの間にオープンセンタ形の方向切換弁を配置し、このオープンセンタ形の方向切換弁のセンタバイパス絞りの下流側に制御弁を配置し、この制御弁にアクチュエータの負荷圧力を導き制御弁を切り換え制御する負荷補償付き方向切換弁装置において、前記制御弁は、前記センターバイパス絞りの出口圧力による制御力が開弁方向に付与され、前記アクチュエータの負荷圧力による制御力が前記方向切換弁の非操作時に前記制御弁の弁体を閉弁位置に保つためのバネの力とともに閉弁方向に付与され、これらの力のバランスにより前記センターバイパス絞りの出口圧力を前記アクチュエータの負荷圧力と概ね等しくなるように制御する圧力制御弁であり、前記方向切換弁装置は、弁本体のスプール孔に前記方向切換弁のスプールを嵌挿し、このスプール周囲の中央部のスプール軸芯を横切る方向に前記センタバイパス絞りが位置するバイパス流路を設け、このバイパス流路の下流側に、バイパス流路の圧油が開弁方向に作用するように前記制御弁の弁体を配置するとともに、前記スプールに左右個別に前記アクチュエータの負荷圧力検出用の第１及び第２油孔を設け、かつ前記弁本体のスプール周囲に左右個別に前記第１及び第２油孔に対応して第１及び第２信号ポートを設け、これらの第１及び第２信号ポートを前記制御弁の閉弁方向の受圧室に連通・接続する第１及び第２信号路を左右個別に前記弁本体に設ける構成としたものとする。
【００２０】
以上のように構成した本発明においては、方向切換弁のスプールの動作方向に応じて、スプールに設けられた左右個別の第１及び第２油孔の一方でアクチュエータの負荷圧力が検出され、この負荷圧力が対応する第１又は第２信号ポート、第１又は第２信号路を介して制御弁の受圧室に導入され、制御弁はバイパス流路からの圧油の流出を抑制するよう負荷補償を行う。また、負荷圧力検出用の第１及び第２油孔は左右個別にスプールに設けられ、かつ第１及び第２ポートは左右個別に第１及び第２油孔に対応する位置に設けられているので、第１及び第２信号ポート及びこれに接続する第１及び第２信号路がスプール周囲の中央部に設けられたバイパス流路と位置的に干渉することがない。よって、負荷圧力の検出路及び検出した負荷圧力を制御弁に導く信号路の接続を簡素化でき、弁構造をコンパクトにできる。
【００２１】
また、複数のアクチュエータ駆動のため多連弁とする場合にも、下記（２）で述べるように左右個別の第１及び第２油孔内にボールを設けるだけで最高負荷圧力を検出でき、多連弁への設計変更も容易に行える。
【００２３】
更に、センタバイパス絞りの下流側に設けた制御弁にセンタバイパス絞りの出口圧力と前記アクチュエータの負荷圧力を導き、制御弁を切り換え制御し負荷補償を行うようにしたため、特願平８−６６０５８号の発明で提案した油圧駆動装置の方向切換弁装置について、上記のように負荷圧力の検出路及び検出した負荷圧力を制御弁に導く信号路の接続を簡素化でき、弁構造をコンパクトにでき、かつ多連弁への設計変更も容易に行える。
【００２４】
（２）更に、上記第２の目的を達成するために、本発明は、上記（１）の方向切換弁装置において、前記負荷圧力検出用の第１及び第２油孔を設けたスプールを複数本平行に配置し、それぞれのスプールの第１及び第２油孔にチェック機能を有するボールを設け、このボールの下流側を前記第１及び第２信号ポート、第１及び第２信号路により左右個別に連通し、前記制御弁の受圧室に連通・接続したものとする。
【００２５】
このようにそれぞれのスプールの負荷圧力検出用の第１及び第２油孔にチェック機能を有するボールを設け、このボールの下流側を前記第１及び第２信号ポート、第１及び第２信号路により左右個別に連通することにより、第１又は第２油孔の入力側（ボール上流側）で検出した負荷圧力のうちの最高圧力が第１又は第２油孔の出力側（ボール下流側）、第１又は第２信号ポート、第１又は第２信号路に選択導入され、最高負荷圧力が検出される。このため、スプール外部にシャトル弁を設置する必要がなく、最高負荷圧力の検出路及び信号路の接続を簡素化でき、弁構造をコンパクトにできる。
【００２６】
（３）上記（１）又は（２）において、好ましくは、前記制御弁の出口ポートにつながる流路を、前記バイパス流路の中心とスプールの軸芯を含む平面に対して垂直方向に形成し、この垂直方向の流路に油圧ポンプの容量制御に係わる弁装置又はプラグを配置する。
【００２７】
これにより油圧ポンプの容量制御に係わる弁装置が必要な場合は、プラグに代えて弁装置を装着すればよく、弁装置の装着時でも、小型化を図ることができる。
【００２８】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態を図面を用いて説明する。これらの実施形態は本件出願人が特願平８−６６０５８号の発明で提案した油圧駆動装置の方向切換弁を含む回路部分に本発明を適用したものである。
【００２９】
まず、特願平８−６６０５８号の発明で提案した油圧駆動装置について図８〜図１１を用いて説明する。
【００３０】
図８において、１は可変容量型の油圧ポンプであり、油圧ポンプ１からの吐出流量の供給路３にはオープンセンタ形の方向切換弁１０のフィーダポート３ａが接続され、方向切換弁１０は操作レバー装置３０により操作されると方向切換弁１０のメータイン絞り１０ａ，１０ｂの開口面積を変化させ、アクチュエータ５に供給される圧油の流量が制御される。また、供給路３から分岐したバイパス通路４にはセンタバイパス絞り１１が設けられ、このセンタバイパス絞り１１は、方向切換弁１０のストローク（切り換え量）の増加につれて開口面積が小さくなるように連動する。更に、センタバイパス絞り１１の下流側のバイパス通路１３に圧力制御弁１２が設けられ、バイパス通路１３の圧力制御弁１２の更に下流には絞り２１とリリーフ弁２２とからなる圧力発生弁装置２０を設け、この圧力発生弁装置２０で発生した圧力（ネガコン圧力）を信号管路２３を介して油圧ポンプ１の傾転制御装置２ｎに導き、その圧力に応じて油圧ポンプ１の吐出流量をネガティブ流量制御している。
【００３１】
操作レバー装置３０は、通常の如く、操作レバー３０ａと、この操作レバー３０ａの操作方向及び操作量に応じて作動する１対の減圧弁３０ｂ，３０ｃとで構成され、減圧弁３０ｂ，３０ｃで発生したパイロット圧力はパイロット管路３１ａ，３１ｂを介して方向切換弁１０の左右の受圧部３２ａ，３２ｂに導かれ、方向切換弁１０を切り換え動作させる。
【００３２】
方向切換弁１０には、この方向切換弁１０の図示左右方向への切換え動作に応じたアクチュエータ５の負荷圧力としてメータイン絞り１０ａ，１０ｂの下流圧を導く検出路１４ａ，１４ｂと、方向切換弁１０の図示中立状態で有効となるドレン路１４ｃとが設けられ、方向切換弁１０の作動に応じて検出路１４ａ，１４ｂ及びドレン路１４ｃのいずれかが信号管路１２ｂに接続される。
【００３３】
圧力制御弁１２は弁体１２ｖと、圧力制御弁の上流側、すなわち方向切換弁１０のセンタバイパス絞り１１の出口側に接続された信号管路１２ａと、上記の信号管路１２ｂと、バネ１２ｓとを有し、センタバイパス絞り１１の出口圧力がバイパス通路１３及び信号管路１２ａを介し弁体１２ｖを開弁するよう導かれ、開弁方向の制御力が付与され、アクチュエータ５の負荷圧力が信号管路１２ｂを介して弁体１２ｖを閉弁するよう導かれ、バネ１２ｓとともに閉弁方向の制御力が付与されている。バネ１２ｓは油圧駆動装置の非作動時に弁体１２を閉弁位置に保つためのもので、弱いバネ力に設定されている。
【００３４】
また、供給路３には安全弁としてリリーフ弁６が設けられ、方向切換弁１０のフィーダポート３ａにはロードチェック弁（逆止弁）７が設けられている。
【００３５】
方向切換弁１０が図示の中立位置にある時、圧力制御弁１２の信号管路１２ｂは方向切換弁１０のドレン管路１４ｃを介してタンクに連通しており、圧力制御弁１２は全開となって、油圧ポンプ１からの圧油は供給路３、バイパス通路４、方向切換弁１０のセンタバイパス絞り１１、バイパス通路１３、圧力制御弁１２を経て圧力発生弁装置２０へ全量流れ、絞り２１の上流圧が高くなり、傾転制御装置２ｎの特性により油圧ポンプ１の吐出流量を最小流量に減少させる。
【００３６】
このような中立状態から、操作レバー装置３０の操作により方向切換弁１０が図示左右いずれかの方向へ切換わると、センタバイパス絞り１１の開口面積が小さくなり、かつメータイン絞り１０ａ又は１０ｂの開口面積が増大する。このようにセンタバイパス絞り５１が絞られるとバイパス流量が減少し、絞り２１で発生する圧力が低下し、信号管路２３に検出されたその圧力により油圧ポンプ１の吐出流量が増加するよう制御される。この油圧ポンプ１の吐出圧力がアクチュエータ５の負荷圧力よりも高くなると方向切換弁５０のメータイン絞りを介してアクチュエータ５に圧油が供給され始める。これと同時に、アクチュエータ５の負荷圧力が検出路１４ａ又は１４ｂ、信号管路１２ｂを介して圧力制御弁１２を閉弁するように導かれ、バネ１２ｓとともに閉弁方向の制御力が付与され、センタバイパス絞り１１の出口圧力がバイパス通路１３、信号管路１２ａを介して圧力制御弁１２を開弁するように導かれ、開弁方向の制御力が付与され、これにより圧力制御弁１２はセンタバイパス絞り１１の出口圧力を信号管路１２ｂで検出した負荷圧力と概ね等しくなるように制御する。したがって、方向切換弁１０のメータイン絞り１０ａ又は１０ｂの前後差圧とセンタバイパス絞り１１の前後差圧とはほぼ等しくなり、油圧ポンプ１の吐出流量は、方向切換弁のメータイン絞り１０ａ又は１０ｂとセンタバイパス絞り１１の開口面積比に応じて、メータイン絞り１０ａ又は１０ｂを通過するアクチュエータ５への流入流量（メータイン流量）とセンタバイパス絞り１１を通過するバイパス流量とに分配される。
【００３７】
このような状態で、例えばアクチュエータ５の負荷圧力が増大すると、それに応じて油圧ポンプ１の吐出圧力は上昇し、バイパス通路１３内の圧力も上昇するが、当該負荷圧力は検出路１４ａ又は１４ｂから信号管路１２ｂを介して圧力制御弁１２に導かれ、圧力制御弁１２の閉弁方向へ作用する。そして、この負荷圧力の上昇に応じて圧力制御弁１２の開口面積が減少してバイパス流量が減少するので、絞り２１で生じる圧力がこの流量減少に応じて低下する。この低下した圧力は信号管路２３を介して傾転制御装置２ｎに導かれ、傾転制御装置２ｎのネガティブ流量制御によって油圧ポンプ１の吐出流量が増加し、この増加した吐出流量が再び方向切換弁１０のメータイン絞り１０ａ又は１０ｂとセンタバイパス絞り１１との開口面積比に応じてアクチュエータ流入流量とバイパス流量とに分配される。したがって、図９に示す特性図のごとく、アクチュエータ５への流入流量はメータイン絞り１０ａ又は１０ｂとセンタバイパス絞り１１との開口面積比に応じた流量となり、負荷圧力に関係なく一定の流入流量特性（メータリング特性）が得られる。
【００３８】
次に、図１〜図７を用いて本発明の第１の実施形態を説明する。この実施形態は図８に示す油圧駆動装置のリリーフ弁６、ロードチェック弁７、方向切換弁１０、圧力制御弁１２、圧力発生弁装置２０を含む回路部分を１つの弁装置にまとめ、方向切換弁装置としたものである。
【００３９】
図１は方向切換弁装置の横断面図であり、油圧ポンプ１からの吐出流量の供給路３が接続されるポンプポートブロック１００（以下、Ｐブロックという）と、方向切換弁１０のスプール２１０が嵌挿される方向切換弁ブロック２００（以下、Ｓブロックという）と、タンクへの戻り配管が接続されるタンクポートブロック３００（以下、Ｔブロックという）とから構成されている。
【００４０】
Ｐブロック１００には、油圧ポンプ１からの吐出流量の供給路３が接続されるバイパス流路１０４が設けられている。また、これと分岐した流路１０４ａにリリーフ弁６が設けられている。
【００４１】
Ｓブロック２００には、スプール孔２００ａが設けられ、このスプール孔２００ａにスプール２０１が嵌挿されている。
【００４２】
また、Ｓブロック２００には、上記流路１０４と連絡するバイパスポート２０４ａ，２０４ｂ，２０４ｃと、左右のポンプポート２０５ａ，２０５ｂと、左右のアクチュエータポート２０６ａ，２０６ｂと、左右のタンクポート２０７ａ，２０７ｂと、左右の信号ポート２０８ａ，２０８ｂと、信号ポート２０８ａ，２０８ｂに接続する左右の信号路２０９，２１０とが設けられ、スプール２０１の各ランド部（大径部）に形成される各絞り部（後述）により各ポートは連通・遮断される。
【００４３】
更に、スプール２０１内に左右個別に第１油孔２０２と第２油孔２０３が設けられ、この第１油孔２０２と第２油孔２０３には、細孔２０２ａ，２０２ｂ，２０２ｃと細孔２０３ａ，２０３ｂ，２０３ｃとがそれぞれ連通形成され、このうち細孔２０２ａ，２０３ａは上記アクチュエータポート２０６ａ，２０６ｂに、細孔２０２ｂ，２０３ｂは上記タンクポート２０７ａ，２０７ｂに、更に細孔２０２ｃ，２０３ｃは左右個別の信号ポート２０８ａ，２０８ｂに、スプールの２０１の動作方向に応じてそれぞれ連通・遮断される。
【００４４】
第１及び第２油孔２０２，２０３のスプール端面開口にはプラグ４００ａ，４０１ａが固定挿入され、当該開口を閉じている。また、Ｓブロック２００の両端面はカバー２２０，２２１で覆われ、操作レバー装置３０からのパイロット圧が導かれる受圧部３２ａ，３２ｂを形成している。
【００４５】
Ｔブロック３００には、Ｓブロック２００のバイパスポート２０４ｃと連絡する流路３０４と、タンクポート２０７ａ，２０７ｂと連絡する左右の流路３０７ａ，３０７ｂと、信号路２０９，２１０と連絡する左右の信号路３０１，３０２と左右の通路３０３ａ，３０３ｂとが設けられている。
【００４６】
更に、圧力制御弁１２が流路３０４と同軸上に設けられ、圧力制御弁１２の弁体１２ｖが入口ポートである流路３０４と出口ポートである流路３０６とを連通・遮断する。
【００４７】
この圧力制御弁１２の弁体１２ｖは、入口ポート３０４の弁座３０５にシートするとともに、当該弁体１２ｖはＴブロック３００に装着されるカートリッジプラグ１２ｃ内に嵌挿され、これによって開弁方向の制御力が付与される受圧室（面）１２ａと閉弁方向の制御力が付与される受圧室１２ｒとが形成される。そして、この受圧室１２ｒは、上記左右の信号路３０１，３０２に連通接続するように通路３０３ａ，３０３ｂに、プラグ１２ｃの細孔１２ｄを介し連通接続される。
【００４８】
ここで、Ｔブロック３００の出口ポート３０６部分を通るII−II線の縦断面構造例を図２に、Ｓブロック２００のスプール軸心を通るIII−III線の縦断面構造例を図３に示す。
【００４９】
図２において、圧力制御弁１２の出口ポート３０６と連絡する流路３０８が入口ポート３０４（図１参照）に対して垂直方向に形成されており、この流路３０８と同軸に圧力発生弁装置２０が配置されている。この圧力発生弁装置２０から排出される圧油は左右の流路ブリッジ３０９ａ，３０９ｂ及び３１０ａ，３１０ｂを介して、タンクポート３１１からこれに配管接続されるタンクへと戻される。また、Ｓブロック２００のタンクポート２０７ａ，２０７ｂと連絡するＴブロック３００の流路３０７ａ，３０７ｂが上記ブリッジ３０９ａ，３１０ａ及び３０９ｂ，３１０ｂと接続しており、同様に流路３０７ａ，３０７ｂからの圧油はタンクへと戻される。
【００５０】
図３において、スプール２０１の各ランド部には、バイパスポート２０４ａ，２０４ｂとバイパスポート２０４ｃとを連通・遮断するセンタバイパス絞り２１１ａ，２１１ｂと、ポンプポート２０５ａ，２０５ｂとアクチュエータポート２０６ａ，２０６ｂとを連通・遮断するメータイン絞り２１２ａ，２１２ｂと、アクチュエータポート２０６ａ，２０６ｂとタンクポート２０７ａ，２０７ｂとを連通・遮断するメータアウト絞り２１３ａ，２１３ｂとがそれぞれ設けられ、各ポートはこれら絞りを介してスプール２０１の動作に連動して切り換え接続される。
【００５１】
ここで、ポンプポート２０５ａ，２０５ｂには、油圧ポンプ１の供給路３と接続したポンプフィーダポート３ａからの圧油がロードチェック弁７を介し通路ブリッジ２０５ｃを経て導入される。
【００５２】
図４に圧力発生弁装置２０の一構造例を示す。圧力発生弁装置２０は、カートリッジプラグ３２０内に嵌挿された弁体３２２に絞り３２３を設けるとともに、ばね３２４によりリリーフセット圧を設定する構成とされている。ここで、絞り３２３は図８の絞り２１に相当し、弁体３２２は図８のリリーフ弁２３に相当する。また、絞り３２３の上流圧である流路３０８の圧力が油圧ポンプ１の容量制御に係わる信号圧として、図８に示す信号管路２３を介して傾転制御装置２ｎに導かれる。
【００５３】
図５にＳブロックの変形例を示す。上記の例ではＳブロック２００のセンタバイパス部をバイパスポート２０４ａ，２０４ｂ，２０４ｃの３ポートで構成したが、センタバイパス部を２ポートで構成することもできる。図５はこのような例を示すものであり、Ｓブロック２００Ａには、流路１０４と連絡するバイパスポート２０４ｄ，２０４ｅが形成され、スプール２０１のランド部に形成されたセンタバイパス絞り２１１ａ，２１１ｂによりこのバイパスポート２０４ｄ，２０４ｅが連通・遮断される。
【００５４】
図６に上記方向切換弁装置を油圧記号で示す。
【００５５】
以上のように構成された本実施形態の方向切換弁装置の動作を説明する。
【００５６】
方向切換弁スプール２０１が図示の中立位置にあるとき、バイパス絞り２１１ａ，２１１ｂは全開状態であり、メータイン絞り２１２ａ，２１２ｂとメータアウト絞り２１３ａ，２１３ｂは全閉状態であるから、油圧ポンプ１からの圧油は、バイパス流路１０４からバイパスポート２０４ａ，２０４ｂを介し、更にバイパスポート２０４ｃを経て流路３０４へ流出し、更に圧力制御弁１２を介してその出口ポート３０６、流路３０８を介し圧力発生弁装置２０を経て、流路ブリッジ３０９ａ，３０９ｂ，３１０ａ，３１０ｂ、タンクポート３１１からタンクへと全量排出される。
【００５７】
このとき、図１に示す信号ポート２０８ａには、タンクポート２０７ａに開口した細孔２０２ｂ、第１油孔２０２、細孔２０２ｃを介してタンク圧（すなわち無負荷状態）が検出されるとともに、他方の信号ポート２０８ｂにもタンクポート２０７ｂに開口した細孔２０３ｂ、第２油孔２０３、細孔２０３ｃを介してタンク圧が検出されており、それぞれの信号路２０９，３０１と信号路２１０，３０２とが連通する流路３０３ａ，３０３ｂを介して圧力制御弁１２の閉弁方向の制御力を付与する受圧室１２ｒに、このタンク圧が導かれる。これにより、無負荷状態となるように弁体１２ｖが全開状態となって、油圧ポンプ１からの圧油が全量バイパス流量となって出口ポート３０６、流路３０８、流路ブリッジ３０９ａ，３０９ｂ，３１０ａ，３１０ｂ、出口ポート３１１からタンクへ排出される。
【００５８】
ここで、流路３０８には、ポンプ可変容量制御に係わる圧力発生弁装置２０が備えられており、上記のように絞り３２３の上流圧である流路３０８圧力が油圧ポンプ１の容量制御に係わる信号圧として、図８に示す信号管路２３を介して傾転制御装置２ｎに導かれる。
【００５９】
そして、例えば図示右方へ方向切換弁スプール２０１を切り換え操作したときは、図３において、バイパス絞り２１１ａが絞られてバイパス流路２０４ａ，２０４ｃとが閉鎖（遮断）方向に切り換えられるとともに、メータイン絞り２１２ａがポンプポート２０５ａに、メータアウト絞り２１３ｂがタンクポート２０７ｂにそれぞれ開口し、アクチュエータ５（図８参照）を駆動せしめる。
【００６０】
このとき、スプール２０１の右方への切り換え操作に伴ってタンクポート２０７ａに開口していた細孔２０２ｂはスプール孔２００ａで閉鎖され、信号ポート２０８ａには、アクチュエータポート２０６ａに開口した細孔２０２ａ、第１油孔２０２、細孔２０２ｃを介してアクチュエータの負荷圧力が検出される。
【００６１】
これと同時に、他方の信号ポート２０８ｂに開口していた細孔２０３ｃはスプール孔２００ａで閉鎖されるので、タンクポート２０７ｂに開口し続ける細孔２０３ｂ、第２油孔２０３に導かれたタンク圧は該信号ポート２０８ｂに接続されない。また、細孔２０３ａは右方への切り換えの間はスプール孔２００ａで閉鎖され続ける。
【００６２】
したがって、検出されたアクチュエータ５の負荷圧力を信号ポート２０８ａから信号路２０９，３０１を介して流路３０３ａを経て圧力制御弁１２の閉弁方向の制御力を付与する受圧室１２ｒに導くことができる。また、流路３０３ｂ，３０２，２１０を介して信号ポート２０８ｂにも該負荷圧力が導かれるが、上記の通り細孔２０３ｃは図示右方への切り換えに伴って、該ポート２０８ｃと遮断されるので、負荷圧力の流出等なんらの弊害はない。
【００６３】
また、例えば図示左方へ方向切換弁スプール２０１を切り換え操作したときは、図３において、バイパス絞り２１１ｂが絞られてバイパス流路２０４ｂ，２０４ｃとが閉鎖（遮断）方向に切り換えられるとともに、メータイン絞り２１２ｂがポンプポート２０５ｂに、メータアウト絞り２１３ａがタンクポート２０７ａに、それぞれ開口し、アクチュエータ５（図８参照）を駆動せしめる。
【００６４】
このとき、スプール２０１の左方への切り換え操作に伴ってタンクポート２０７ｂに開口していた細孔２０３ｂはスプール孔２００ａで閉鎖され、信号ポート２０８ｂには、アクチュエータポート２０６ｃに開口した細孔２０３ａ、第２油孔２０３、細孔２０３ｃを介してアクチュエータ５の負荷圧力が検出される。
【００６５】
これと同時に、他方の信号ポート２０８ａに開口していた細孔２０２ｃはスプール孔２００ａで閉鎖されるので、タンクポート２０７ａに開口し続ける細孔２０２ｂ、第１油孔２０２に導かれたタンク圧は該信号ポート２０８ａに接続されない。また、細孔２０２ａは左方への切り換えの間はスプール孔２００ａで閉鎖され続ける。
【００６６】
したがって、検出されたアクチュエータの負荷圧力を信号ポート２０８ｂから信号路２１０，３０２を介して流路３０３ｂを経て圧力制御弁１２の閉弁方向の制御力を付与する受圧室１２ｒに導くことができる。また、流路３０３ａ，３０１，２０９を介して信号ポート２０８ａにも該負荷圧力が導かれるが、上記の通り細孔２０２ｃは図示左方への切り換えに伴って、該ポート２０８ａと遮断されるので、負荷圧力の流出等、何らの弊害はない。
【００６７】
このように、圧力制御弁１２の受圧室１２ｒには、切り換え方向に対応したアクチュエータの負荷圧力を簡素化した信号路で検出・接続できるので、上述の通り、バイパス流路からの流出を防ぐように負荷補償することができる方向切換弁装置を構成できる。更には、油圧ポンプの容量制御に係わる圧力発生弁装置２０の装着時でも、小型化を図ることができる構成である。
【００６８】
また、油圧ポンプ１の容量制御に係わる圧力発生弁装置２０の必要のない場合には、例えば図７に示すように、Ｔブロック３００において、上記圧力発生弁装置２０装着箇所にめくらプラグ３２５を代替装着すれば良い。
【００６９】
また更に、複数のアクチュエータ駆動の際の方向切換弁を多連弁とする場合には、次に第２の実施形態として後述するように簡単な設計変更で多連弁を構成することができる。
【００７０】
また、本実施形態は特願平８−６６０５８号の発明で提案した油圧駆動装置の方向切換弁を含む回路部分に本発明を適用したので、特願平８−６６０５８号の発明の効果も得られる。
【００７１】
すなわち、比較例として、圧力制御弁１２のない一般的なセンタバイパス方式の方向切換弁を備えた油圧駆動装置を考えると、このような油圧駆動装置では、アクチュエータ５の負荷圧力が増大すると、それに応じて油圧ポンプ１の吐出圧力は上昇して絞り２１で発生する圧力も上昇し、油圧ポンプ１の吐出流量が減少するように制御され、方向切換弁５のストローク（メータイン絞りの開口面積）が一定であってもアクチュエータ５に供給される流量が減少してしまう。このため、アクチュエータ５への流入流量特性（メータリング特性）は図１０に示すように負荷圧力に応じて変化し、小ストローク側に不感帯を生じ、操作性が低下する。
【００７２】
また、もう１つの比較例として、図１４に示す従来の油圧駆動装置を考えると、この油圧駆動装置では、バイパス通路１３に可変絞り弁５２が設けられているので、アクチュエータ５の負荷圧力が増大すると、信号管路５３に検出されたその負荷圧力により可変絞り弁５２の開口面積が絞られてバイパス流量が減少し、絞り２１で発生する圧力が低下し、油圧ポンプ１の吐出流量が増大するように制御される。これにより油圧ポンプ１の吐出流量が減少することなく油圧ポンプ１の吐出圧力は更に上昇し、負荷圧力が増大する前と同様の流量をアクチュエータ５に供給できる負荷補償特性が得られる。
【００７３】
しかし、このようにバイパス通路１３に負荷圧力に応答して開口面積を絞る可変絞り弁５２を設けることは、バイパス流量に対しセンタバイパス絞り５１の絞り抵抗に加えて負荷圧力に応じた絞り抵抗を付加するという考えであり、このような方法では、図１１に示すように方向切換弁５０のストローク前半のある一点Ｍでマッチングするよう可変絞り５２の特性を設定したとしても、方向切換弁５０のストローク全量域でセンタバイパス絞り５１とのマッチングをとることができず、マッチングしていないストローク領域では適切な負荷補償が行えない。この詳細は特願平８−６６０５８号の明細書に説明されている。
【００７４】
本実施形態の方向切換弁装置では、図８に示す油圧駆動装置を構成することにより上記のように負荷圧力に関係なく一定の流入流量特性（メータリング特性）が得られるので、方向切換弁１０の全ストローク領域で適切な負荷補償が行え、有効ストローク領域の広い優れた操作性が得られる。
【００７５】
本発明の第２の実施形態を図１２及び図１３により説明する。本実施形態は、複数のアクチュエータ駆動の際の方向切換弁を多連弁とする場合に本発明を適用したものである。図中、図１と同等の部分には同一の符号を付して説明を省略する。
【００７６】
図１２において、本実施形態の方向切換弁装置は、油圧ポンプ１からの吐出流量の供給路３が接続されるＰブロック１００と、駆動すべきアクチュエータの数に対応して設けられた複数のＳブロック２００と、タンクへの戻り配管が接続されるＴブロック３００Ａとから構成されている。Ｐブロック１００の構成は第１の実施形態のものと同じである。Ｓブロック２００は、以下に説明する点を除いて第１の実施形態のものと同じである。
【００７７】
各Ｓブロック２００において、スプール２０１内の左方には入力側である小径の第１油孔４０２ａと出力側である大径の第１軸孔４０２ｂとから成る第１段付油孔４０２が設けられ、第１油孔４０２ａの段付部と第１軸孔４０２ｂに固定挿入したプラグ４００ａのステム４００ｂとの間にボール４０４ａが配置され、第１油孔（入力側）４０２ａの細孔２０２ａ又は２０２ｂと、第１軸孔（出力側）４０２ｂの細孔２０２ｃとを連通・遮断するチェック弁機能を果たすよう構成されている。
【００７８】
また、スプール２０１内の右方には入力側である小径の第２油孔４０３ａと出力側である大径の第２軸孔４０３ａとから成る第２段付油孔４０３が設けられ、第２油孔４０３ａの段付部と第２軸孔４０３ｂに固定挿入したプラグ４０１ａのステム４０１ｂとの間にボール４０４ｂが配置され、第２油孔（入力側）４０３ａの細孔２０３ａ又は２０３ｂと、第２軸孔（出力側）４０３ｂの細孔２０３ｃとを連通・遮断するチェック弁機能を果たすよう構成されている。
【００７９】
そして、出力孔である細孔２０２ｃ，２０３ｃはそれぞれの信号ポート２０８ａ，２０８ｂに、スプール２０１の切り換え操作に連動し連通・遮断され、これらの信号ポート２０８ａ，２０８ｂはそれぞれ左右の信号路２０９，２１０に連絡接続されるとともに、隣接するＳブロック２００の信号路２０９，２１０を介して又は直接、Ｔブロック３００の信号路３０１及び３０２に連通接続され、更に流路３０３ａ，３０３ｂを経て、圧力制御弁１２の閉弁方向の制御力を付与する受圧室１２ｒに連通接続される。
【００８０】
Ｔブロック３００Ａにおいて、通路３０３ａとタンクポート３１１（図２参照）につながる流路３０７ａとの間には絞り付きプラグ３３０を配置した通路を設け、通路３０３ａはこの絞り付きプラグ３３０の絞り孔を介して流路３０７ａに連通している。これは信号路３０１，３０２及び受圧室１２ｒの圧力のこもり防止のためである。
【００８１】
すなわち、図１に示す第１の実施形態では第１油孔２０２及び第２油孔２０３にはボールは配置されておらず、スプール中立時には信号路３０１，３０２及び受圧室１２ｒの圧力はこれら第１油孔２０２及び第２油孔２０３からタンクポート２０７ａ，２０７ｂに解放される。しかし、本実施形態では、全スプール中立時に信号路３０１，３０２及び受圧室１２ｒの圧力は、ボール４０４ａ，４０４ｂのチェック弁機能でスプール内の第１油孔４０２ａ及び第２油孔４０３ａからはタンクポートに解放されず、そのままではこもり圧として残ってしまう。そこで、絞り付きプラグ３３０を設け、全スプール中立時にこの圧力を絞り付きプラグ３３０を介してタンクポートに解放する。
【００８２】
図１３に上記方向切換弁装置を油圧記号で示す。
【００８３】
このような多連弁における信号管路の構成によって、例えばいずれか１つのＳブロック２００の方向切換弁スプール２０１が操作されれば、当該切り換え方向に応じたアクチュエータの負荷圧力が入力側にある細孔２０２ａ又は２０３ａのいずれか一方から検出され、第１又は第２油孔４０２ａ，４０３ａまで導かれる。
【００８４】
ここで単独操作の場合には、検出された負荷圧力はいずれかのボール（チェック弁）４０４ａ又は４０４ｂ部を介し出力側の細孔２０２ｃ又は２０３ｃを経て信号ポート２０８ａ又は２０８ｂに導かれ、信号路２０９又は２１０を介し流路３０１又は３０２、流路３０３ａ，３０３ｂを経て、圧力制御弁１２の受圧室１２ｒに当該負荷圧力が導かれる。
【００８５】
従って、この場合は前記した図１における第１の実施形態の動作と同じであり、同等の効果を奏する。
【００８６】
更に、複数のＳブロック２００のスプール２０１が同時に切り換え操作された場合は、同様に入力側の細孔２０２ａ又は２０３ａにより第１又は第２油孔４０２ａ，４０３ａに切り換え方向に応じて負荷圧力が検出される。この時、左右の信号路２０９，２１０は流路３０１，３０２及び流路３０３ａ，３０３ｂを介して受圧室１２ｒで連通接続しているので、それぞれの信号ポート２０８ａ，２０８ｂには切り換え作動したスプール内のボール（チェック弁）４０４ａ，４０４ｂのいずれか一方から検出された負荷圧力の内の最も大きな最高負荷圧力を選択・検出することが可能となる。
【００８７】
したがって、複数のアクチュエータ駆動の際の方向切換弁を多連弁とする場合にも、圧力制御弁１２の受圧室１２ｒには、それぞれの方向切換弁の切り換え方向に対応したアクチュエータの負荷圧力のうち最高負荷圧力を検出・接続できるので、上述の通り、最高負荷圧力に基づきバイパス流路からの流出を防ぐように負荷補償することができる簡素化した信号路の回路接続構成によって、方向切換弁装置を小型化、簡素化できる。
【００８９】
【発明の効果】
本発明によれば、スプールに左右個別に負荷圧力検出用の第１及び第２油孔を設け、これに対応して左右個別に第１及び第２信号ポート、第１及び第２信号路を設け、スプールの切り換え動作に連動して制御弁に負荷圧力を導くので、負荷圧力の検出路及び信号路の接続を簡素化でき、弁構造をコンパクトにできる。また、複数のアクチュエータ駆動のため多連弁とする場合でも、左右個別の第１及び第２油孔内にボールを設けるだけで最高負荷圧力が検出できるので、多連弁への設計変更が容易に行える。
【００９０】
また、本発明によれば、特願平８−６６０５８号の発明で提案した油圧駆動装置の方向切換弁装置について、負荷圧力の検出路及び検出した負荷圧力を制御弁に導く信号路の接続を簡素化でき、弁構造をコンパクトにでき、かつ多連弁への設計変更も容易に行える。また、負荷圧力に関係なく一定の流入流量特性（メータリング特性）が得られ、方向切換弁の全ストローク領域で適切な負荷補償が行え、有効ストローク領域の広い優れた操作性が得られるという、特願平８−６６０５８号の発明の効果も得られる。
【００９１】
更に、本発明によれば、それぞれのスプールの負荷圧力検出用の第１及び第２油孔にボールを設けるだけで、最高負荷圧力を検出し、制御弁の受圧室に導入できるので、最高負荷圧力の検出路及び信号路の接続を簡素化でき、弁構造をコンパクトにできる。
【００９２】
また、本発明によれば、油圧ポンプの容量制御に係わる弁装置の装着時、非装着時にも構造が大型化することのない方向切換弁装置が提供できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施形態による負荷補償付き方向切換弁装置の横断面図である。
【図２】図１のII−II線断面図である。
【図３】図１のIII−III線断面図である。
【図４】圧力発生弁装置の一例を示す断面図である。
【図５】バイパスポートの変形例を示す図である。
【図６】第１の実施形態による方向切換弁装置を油圧記号で示す図である。
【図７】圧力発生弁装置の位置にめくらプラグを装着した状態を示す図である。
【図８】第１の実施形態による方向切換弁装置に係わる油圧駆動装置の油圧回路図である。
【図９】メータイン流量特性、バイパス流量特性及びポンプ流量特性を示す図である。
【図１０】従来の油圧駆動装置のメータイン流量特性を示す図である。
【図１１】他の従来の油圧駆動装置のメータイン流量特性を示す図である。
【図１２】本発明の第２の実施形態による負荷補償付き方向切換弁装置の横断面図である。
【図１３】第２の実施形態による方向切換弁装置を油圧記号で示す図である。
【図１４】従来の負荷補償付き方向切換弁装置を備えた油圧駆動装置の油圧回路図である。
【符号の説明】
１油圧ポンプ
２ｎ傾転制御装置
３吐出管路
３ａポンプフィーダポート
４バイパス通路
５アクチュエータ
６リリーフ弁
７ロードチェック弁
７ｃプラグ
７ｖ弁体
１０方向切換弁
１１センタバイパス絞り
１２圧力制御弁
１２ａ信号路（受圧室）
１２ｂ信号路
１２ｃプラグ（カートリッジ）
１２ｒ受圧室
１２ｓばね
１２ｖ弁体
１３流路
１７流路
２０圧力発生弁装置
２１絞り
２２リリーフ弁
２３信号管路
１００ポンプポートブロック
１０４バイパス流路
２００方向切換弁ブロック
２００ａスプール孔
２０１スプール
２０２第１油孔
２０２ａ，ｂ，ｃ細孔
２０３第２油孔
２０３ａ，ｂ，ｃ細孔
２０４ａ，２０４ｂ，２０４ｃバイパスポート（バイパス流路）
２０５ａ，２０５ｂポンプポート
２０５ｃ通路（ブリッジ）
２０６ａ，２０６ｂアクチュエータポート
２０７ａ，２０７ｂタンクポート
２０８ａ，２０８ｂ信号ポート（第１及び第２信号ポート）
２０９信号路（第１信号路）
２１０信号路（第２信号路）
２１１ａ，２１１ｂセンタバイパス絞り
２１２ａ，２１２ｂメータイン絞り
２１３ａ，２１３ｂメータアウト絞り
３００タンクポートブロック
３０１信号路（第１信号路）
３０２信号路（第２信号路）
３０３ａ，３０３ｂ通路
３０４流路（入口ポート）
３０５弁座
３０６流路（出口ポート）
３０７ａ，３０７ｂ流路
３０８流路
３０９通路（ブリッジ）
３１０通路（ブリッジ）
３１１タンクポート
３２０カートリッジ
３２１プラグ
３２２弁体
３２３絞り
３２４ばね
３２５プラグ
４００ａプラグ
４００ｂステム（押さえ秤）
４０１ａプラグ
４０１ｂステム（押さえ秤）
４０２第１段付油孔
４０２ａ第１油孔
４０２ｂ第１軸孔
４０３第２段付油孔
４０３ａ第２油孔
４０３ｂ第２軸孔
４０４ａ，４０４ｂボール[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a direction switching valve device provided in a hydraulic machine such as a hydraulic excavator or a hydraulic crane, and more particularly to an open center type direction switching valve having a center bypass throttle on a bypass passage communicating a hydraulic pump and a tank. The present invention relates to a directional control valve device with load compensation.
[0002]
[Prior art]
In order to supply the discharge pressure oil of the hydraulic pump to the hydraulic actuator, a direction switching valve is provided in the discharge path of the pump, and the pressure oil is supplied to the actuator by switching this. Here, as the direction switching valve, there is an open center type direction switching valve having a center bypass throttle on a bypass passage communicating the hydraulic pump and the tank. In this directional control valve, when the actuator load (pressure) increases, the bypass flow rate that flows out from the hydraulic pressure discharged from the hydraulic pump to the tank via the bypass passage increases, and the directional control valve stroke (the opening area of the meter-in throttle) Even if is constant, the flow rate supplied to the actuator decreases. In order to solve such problems, a variable throttle valve (control valve) is arranged downstream of the center bypass throttle of the open center type directional control valve, and the load pressure of the actuator is guided to the variable throttle valve. Japanese Patent Application Laid-Open No. 6-117409 has proposed a hydraulic circuit device for switching and controlling the above.
[0003]
This prior art is shown in FIG. In FIG. 14, an open center type directional switching valve 50 is connected to the discharge flow rate supply path 3 from the variable displacement hydraulic pump 1, and the flow rate of the pressure oil supplied to the actuator 5 by the operation of the directional switching valve 50. Is controlled. Further, a center bypass throttle 51 of the direction switching valve 50 is located in the bypass passage 4 branched from the supply path 3, and the opening area of the center bypass throttle 51 decreases as the stroke (switching amount) of the direction switching valve 50 increases. It works like so. Further, a variable throttle valve 52 is arranged as a control valve in the bypass passage 13 on the downstream side of the center bypass throttle 51, a throttle 21 is provided further downstream of the variable throttle valve 52, and the pressure generated in the throttle 21 is hydraulically pumped via a signal line 23. 1 is led to a tilt control device 2n, and the discharge flow rate of the hydraulic pump 1 is negatively controlled according to the pressure.
[0004]
Further, the direction switching valve 50 can detect the downstream pressure of the meter-in throttles 50 a and 50 b, that is, the load pressure of the actuator 5, and this detected pressure is detected via the signal line 53 in the closing direction of the variable throttle valve 52. It has a structure that acts on.
[0005]
When excavation work is performed by mounting the hydraulic drive device as described above on, for example, a hydraulic excavator, when the direction switching valve 50 is operated by the operation lever device 54, the center bypass throttle 51 is throttled to reduce the bypass flow rate. The pressure generated at 21 is controlled so that the discharge flow rate of the hydraulic pump 1 is increased by the pressure detected in the signal line 23. When the discharge pressure of the hydraulic pump 1 becomes higher than the load pressure of the actuator 5, pressure oil starts to be supplied to the actuator 5 via the meter-in throttle 50 a or 50 b of the direction switching valve 50, and the actuator 5 has a stroke of the direction switching valve 5. A flow rate corresponding to (the opening area of the meter-in throttle 50a or 50b) is supplied.
[0006]
When the load pressure of the actuator 5 increases in such a state, the discharge pressure of the hydraulic pump 1 starts to increase accordingly. If the variable throttle valve 52 is not provided in the bypass passage 4, the pump discharge pressure increases. As a result, the bypass flow rate flowing out through the throttle 21 increases. At the same time, the pressure generated in the throttle 21 is controlled so that the discharge flow rate of the hydraulic pump 1 is reduced. For this reason, even if the stroke of the direction switching valve 50 (the opening area of the meter-in throttle 50a or 50b) is constant, the flow rate supplied to the actuator 5 decreases.
[0007]
In the above prior art, since the variable throttle valve 52 is provided in the bypass passage 13, when the load pressure of the actuator 5 increases, the opening area of the variable throttle valve 52 is throttled by the load pressure detected in the signal line 53. As a result, the bypass flow rate is reduced, and the pressure generated in the throttle 21 is reduced and the discharge flow rate of the hydraulic pump 1 is increased. As a result, the discharge pressure of the hydraulic pump 1 further increases without decreasing the discharge flow rate of the hydraulic pump 1, and a load compensation characteristic that can supply the same flow rate to the actuator 5 as before the load pressure increases is obtained.
[0008]
Further, in the open center type directional control valve, a bypass flow path (bypass port) in which the center bypass throttle is located is provided in a central portion around the spool of the valve body so as to go straight to the spool.
[0009]
On the other hand, another type of directional control valve is a closed center type directional control valve that does not have a center bypass throttle. This direction switching valve is normally used in combination with load sensing control of a hydraulic pump or a pressure compensation valve. For this reason, in the hydraulic circuit using this direction switching valve, it is essential to detect the load pressure of the actuator. For this reason, the closed center type direction switching valve has a path for detecting the load pressure.
[0010]
Here, since the closed center type directional control valve does not have a center bypass restrictor, in order to shorten the spool shaft length, a common load pressure detection port is provided in the central portion around the spool of the valve body, and the center of the spool The load pressure of the left and right individual oil holes provided in the vicinity is selectively taken out by this load pressure detection port. Also, only in special cases where the load pressure is adjusted and taken out, a load pressure detection port is provided separately on the left and right around the spool of the valve body, and the load pressure adjusted by the left and right individual oil holes provided on the spool is Selective extraction at the load pressure detection port. An example of the former is JP-A-4-19411, and examples of the latter are JP-B-7-92086 and JP-B-7-101043.
[0011]
Further, a shuttle valve is required to detect the highest pressure among the load pressures of the plurality of actuators. In the conventional closed center type directional control valve, a shuttle valve (ball) is arranged outside the spool in any of the above cases.
[0012]
[Problems to be solved by the invention]
In the hydraulic drive apparatus described in Japanese Patent Laid-Open No. 6-117409, as described above, the downstream pressure of the meter-in throttles 50a and 50b of the direction switching valve 50 is detected as the load pressure of the actuator 5, and this is detected via the signal line 53. Thus, the variable throttle valve 52 is structured to act in the valve closing direction. Therefore, the direction switching valve 50 is provided with detection paths 54a and 54b connected to the signal line 53 for detecting the load pressure of the actuator 5 (the downstream pressure of the meter-in throttles 50a and 50b), and further the direction switching valve. A drain line 54c is provided for communicating the signal line 53 with the tank when the operation is neutral.
[0013]
Further, in a hydraulic machine such as a hydraulic excavator or a hydraulic crane, generally, a plurality of directional control valves are provided corresponding to a plurality of actuators, and an open center type as described in JP-A-6-117409 is provided. In order to drive a plurality of actuators with the direction switching valve 50, a plurality of the direction switching valves 50 are arranged in series in the bypass passages 4 and 13. In this case, in the direction switching valve device described in Japanese Patent Application Laid-Open No. 6-117409, the maximum pressure is detected so that the maximum pressure of the load pressure detected by the plurality of direction switching valves 50 is guided to the signal line 53. As in the case of the closed center type directional control valve, a shuttle valve is used to detect the maximum pressure.
[0014]
As described above, in the directional valve device with load compensation having the open center type directional switching valve, in addition to the bypass flow path in which the center bypass throttle 51 is located, the load pressure detection paths 54a and 54b, the drain pipe path 54c, Furthermore, it is necessary to provide a shuttle valve. When these are incorporated into the valve body to form a single valve device, the valve device tends to be large and complicated unless it is put together well.
[0015]
In addition, when the variable throttle valve 52 is disposed downstream of the bypass passage 13 and the discharge flow rate of the hydraulic pump 1 is negatively controlled, it is necessary to dispose the throttle 21 further downstream thereof, which is also a single valve device. If it is going to be incorporated in the valve device, the valve device is likely to be further increased in size and complexity.
[0016]
On the other hand, in a general valve structure of a closed center type directional switching valve, the load pressure detection port is provided in the central portion around the spool as described above. However, since an open center type directional control valve has a bypass flow path in the central portion around the spool, the structure of the central portion around the spool becomes extremely complicated if the structure is used as it is. Further, as described above, there is an example in which the load pressure detection ports are provided on the left and right sides around the spool as described above, but this is a special example when the load pressure needs to be adjusted. . Furthermore, in the closed center type directional control valve, a shuttle valve (ball) is provided outside the spool to detect the maximum load pressure, so this special example is applied to the above open center type directional control valve as it is. Even so, a shuttle valve must be provided outside the spool, and the valve device tends to be large and complicated.
[0017]
The first object of the present invention is to provide a control valve separately from an open center type directional switching valve, and to control the switching of the control valve by guiding the load pressure of the actuator to this control valve. It is an object of the present invention to provide a directional control valve device with load compensation that can simplify the connection of a signal path for guiding the load pressure to a control valve, make the valve structure compact, and easily change the design to a multiple valve.
[0018]
The second object of the present invention is to provide a control valve in addition to the open center type directional switching valve, to control the switching of the control valve by guiding the load pressure of the actuator to this control valve, and to arrange a plurality of directional switching valves. The present invention is to provide a directional control valve device with load compensation, which is a multiple valve, can simplify the connection of the detection path and signal path of the maximum load pressure, and can make the valve structure compact.
[0019]
[Means for Solving the Problems]
(1) In order to achieve the first object, according to the present invention, an open center type directional switching valve is disposed between a discharge path of a hydraulic pump and an actuator, and the center of the open center type directional switching valve is arranged. A control valve is disposed downstream of the bypass throttle, and a load compensating directional switching valve device that controls the switching of the control valve by introducing the load pressure of the actuator to the control valve, wherein the control valve is an outlet pressure of the center bypass throttle. Control force by Is applied in the valve opening direction, and the load pressure of the actuator Together with the spring force to keep the valve body of the control valve in the closed position when the direction switching valve is not operated. Given in the valve closing direction, The balance of these forces The outlet pressure of the center bypass throttle and the load pressure of the actuator Roughly equal The direction switching valve device is configured to insert the spool of the direction switching valve into a spool hole of the valve body, and to cross the center of the spool around the spool. A bypass passage in which the bypass throttle is located is provided, and the valve body of the control valve is arranged on the downstream side of the bypass passage so that the pressure oil in the bypass passage acts in the valve opening direction. First and second oil holes for individually detecting load pressure of the actuator are provided, and first and second signal ports corresponding to the first and second oil holes are individually provided around the spool of the valve body. The first and second signal ports for communicating and connecting these first and second signal ports to the pressure receiving chamber in the valve closing direction of the control valve are provided separately on the left and right sides of the valve body. .
[0020]
In the present invention configured as described above, the load pressure of the actuator is detected in one of the left and right individual first and second oil holes provided in the spool in accordance with the operating direction of the spool of the direction switching valve. The load pressure is introduced into the pressure receiving chamber of the control valve via the corresponding first or second signal port and first or second signal path, and the control valve compensates for load compensation so as to suppress the outflow of pressure oil from the bypass flow path. I do. The first and second oil holes for detecting the load pressure are provided in the spool separately on the left and right sides, and the first and second ports are provided in positions corresponding to the first and second oil holes on the left and right sides. Therefore, the first and second signal ports and the first and second signal paths connected to the first and second signal ports do not interfere with the bypass flow path provided in the central portion around the spool. Therefore, the connection of the load pressure detection path and the signal path for guiding the detected load pressure to the control valve can be simplified, and the valve structure can be made compact.
[0021]
In addition, when multiple valves are used to drive multiple actuators, the following ( 2 ), The maximum load pressure can be detected simply by providing balls in the left and right first and second oil holes, and the design of the multiple valve can be easily changed.
[0023]
In addition, The outlet pressure of the center bypass throttle and the load pressure of the actuator are guided to the control valve provided on the downstream side of the center bypass throttle, and the control valve is switched and controlled to perform load compensation. So that Regarding the directional switching valve device of the hydraulic drive device proposed in the invention of Japanese Patent Application No. 8-66058, Of Thus, the connection of the detection path of the load pressure and the signal path for guiding the detected load pressure to the control valve can be simplified, the valve structure can be made compact, and the design change to the multiple valve can be easily performed.
[0024]
( 2 Further, in order to achieve the second object, the present invention provides the above (1). )of In the direction switching valve device, a plurality of spools provided with the first and second oil holes for detecting the load pressure are arranged in parallel, and balls having a check function are provided in the first and second oil holes of each spool. It is assumed that the downstream side of the ball is individually communicated with the left and right through the first and second signal ports and the first and second signal paths, and is communicated with and connected to the pressure receiving chamber of the control valve.
[0025]
In this way, a ball having a check function is provided in the first and second oil holes for detecting the load pressure of each spool, and the first and second signal ports, the first and second signal paths are provided downstream of the balls. The maximum pressure of the load pressure detected on the input side of the first or second oil hole (upstream side of the ball) is the output side of the first or second oil hole (downstream side of the ball). The first or second signal port and the first or second signal path are selectively introduced to detect the maximum load pressure. For this reason, it is not necessary to install a shuttle valve outside the spool, the connection of the detection path and signal path of the maximum load pressure can be simplified, and the valve structure can be made compact.
[0026]
( 3 ) Above (1) or ( 2 Preferably, the flow path connected to the outlet port of the control valve is formed in a direction perpendicular to a plane including the center of the bypass flow path and the axis of the spool, and the hydraulic pump is connected to the flow path in the vertical direction. A valve device or a plug related to the capacity control is arranged.
[0027]
As a result, when a valve device related to the displacement control of the hydraulic pump is required, the valve device may be mounted instead of the plug, and the size can be reduced even when the valve device is mounted.
[0028]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. In these embodiments, the present invention is applied to a circuit portion including a directional switching valve of a hydraulic drive device proposed by the applicant of the present invention in Japanese Patent Application No. 8-66058.
[0029]
First, a hydraulic drive device proposed in the invention of Japanese Patent Application No. 8-66058 will be described with reference to FIGS.
[0030]
In FIG. 8, reference numeral 1 denotes a variable displacement hydraulic pump. A feeder port 3a of an open center type directional switching valve 10 is connected to a supply flow path 3 of a discharge flow rate from the hydraulic pump 1, and the directional switching valve 10 is operated. When operated by the lever device 30, the opening areas of the meter-in throttles 10a and 10b of the direction switching valve 10 are changed, and the flow rate of the pressure oil supplied to the actuator 5 is controlled. Further, a center bypass throttle 11 is provided in the bypass passage 4 branched from the supply path 3, and the center bypass throttle 11 is interlocked so that the opening area becomes smaller as the stroke (switching amount) of the direction switching valve 10 increases. . Further, a pressure control valve 12 is provided in the bypass passage 13 on the downstream side of the center bypass throttle 11, and a pressure generating valve device 20 including a throttle 21 and a relief valve 22 is provided further downstream of the pressure control valve 12 in the bypass passage 13. A pressure (negative control pressure) generated by the pressure generating valve device 20 is guided to the tilt control device 2n of the hydraulic pump 1 through the signal line 23, and the discharge flow rate of the hydraulic pump 1 is set to a negative flow rate according to the pressure. I have control.
[0031]
As usual, the operating lever device 30 includes an operating lever 30a and a pair of pressure reducing valves 30b and 30c that operate according to the operating direction and amount of operation of the operating lever 30a, and is generated by the pressure reducing valves 30b and 30c. The pilot pressure is guided to the left and right pressure receiving portions 32a and 32b of the direction switching valve 10 via the pilot lines 31a and 31b, and the direction switching valve 10 is switched.
[0032]
The direction switching valve 10 includes detection paths 14a and 14b for guiding the downstream pressure of the meter-in throttles 10a and 10b as the load pressure of the actuator 5 according to the switching operation of the direction switching valve 10 in the horizontal direction shown in the figure, and the direction switching valve 10. The drain path 14c that is effective in the illustrated neutral state is provided, and one of the detection paths 14a, 14b and the drain path 14c is connected to the signal line 12b according to the operation of the direction switching valve 10.
[0033]
The pressure control valve 12 includes a valve body 12v, a signal line 12a connected to the upstream side of the pressure control valve, that is, the outlet side of the center bypass throttle 11 of the direction switching valve 10, the signal line 12b, and a spring 12s. The outlet pressure of the center bypass throttle 11 is guided to open the valve body 12v through the bypass passage 13 and the signal pipe line 12a, the control force in the valve opening direction is applied, and the load pressure of the actuator 5 is The valve body 12v is guided to be closed via the signal line 12b, and a control force in the valve closing direction is given together with the spring 12s. The spring 12s is for keeping the valve body 12 in the closed position when the hydraulic drive device is not in operation, and is set to a weak spring force.
[0034]
In addition, a relief valve 6 is provided as a safety valve in the supply path 3, and a load check valve (check valve) 7 is provided in the feeder port 3 a of the direction switching valve 10.
[0035]
When the direction switching valve 10 is in the neutral position shown in the figure, the signal line 12b of the pressure control valve 12 communicates with the tank via the drain line 14c of the direction switching valve 10, and the pressure control valve 12 is fully opened. The pressure oil from the hydraulic pump 1 flows through the supply passage 3, the bypass passage 4, the center bypass throttle 11 of the direction switching valve 10, the bypass passage 13, and the pressure control valve 12 to the pressure generating valve device 20. The upstream pressure increases, and the discharge flow rate of the hydraulic pump 1 is reduced to the minimum flow rate due to the characteristics of the tilt control device 2n.
[0036]
From such a neutral state, when the direction switching valve 10 is switched in the left or right direction in the figure by operating the operation lever device 30, the opening area of the center bypass throttle 11 becomes small and the opening area of the meter-in throttle 10a or 10b. Will increase. In this way, when the center bypass throttle 51 is throttled, the bypass flow rate decreases, the pressure generated in the throttle 21 decreases, and the discharge flow rate of the hydraulic pump 1 is controlled to increase by the pressure detected in the signal line 23. The When the discharge pressure of the hydraulic pump 1 becomes higher than the load pressure of the actuator 5, pressure oil starts to be supplied to the actuator 5 via the meter-in throttle of the direction switching valve 50. At the same time, the load pressure of the actuator 5 is controlled by the pressure control valve 12 via the detection path 14a or 14b and the signal line 12b. Valve closing The control force in the valve closing direction is applied together with the spring 12s, and the outlet pressure of the center bypass throttle 11 is guided to open the pressure control valve 12 through the bypass passage 13 and the signal pipe 12a. Then, a control force in the valve opening direction is applied, whereby the pressure control valve 12 controls the outlet pressure of the center bypass throttle 11 to be approximately equal to the load pressure detected by the signal line 12b. Accordingly, the differential pressure across the meter-in throttle 10a or 10b of the directional switching valve 10 and the differential pressure across the center bypass throttle 11 are substantially equal, and the discharge flow rate of the hydraulic pump 1 is the same as the meter-in throttle 10a or 10b of the directional switching valve. Depending on the ratio of the opening area of the bypass throttle 11, the flow is divided into an inflow flow rate (meter-in flow rate) to the actuator 5 passing through the meter-in throttle 10 a or 10 b and a bypass flow rate passing through the center bypass throttle 11.
[0037]
In this state, for example, when the load pressure of the actuator 5 increases, the discharge pressure of the hydraulic pump 1 rises accordingly, and the pressure in the bypass passage 13 also rises, but the load pressure is detected from the detection path 14a or 14b. It is guided to the pressure control valve 12 via the signal line 12b and acts in the valve closing direction of the pressure control valve 12. Since the opening area of the pressure control valve 12 is reduced in accordance with the increase in the load pressure and the bypass flow rate is reduced, the pressure generated in the throttle 21 is reduced in accordance with the reduction in the flow rate. This reduced pressure is guided to the tilt control device 2n via the signal line 23, and the discharge flow rate of the hydraulic pump 1 is increased by the negative flow rate control of the tilt control device 2n, and the increased discharge flow rate is switched again. Depending on the ratio of the opening area between the meter-in restrictor 10a or 10b of the valve 10 and the center bypass restrictor 11, the flow rate is divided into the actuator inflow rate and the bypass flow rate. Therefore, as shown in the characteristic diagram of FIG. 9, the inflow flow rate to the actuator 5 is a flow rate corresponding to the ratio of the opening area between the meter-in throttle 10a or 10b and the center bypass throttle 11, and a constant inflow flow rate characteristic (regardless of the load pressure) Metering characteristics).
[0038]
Next, a first embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. In this embodiment, the circuit portion including the relief valve 6, the load check valve 7, the direction switching valve 10, the pressure control valve 12, and the pressure generating valve device 20 of the hydraulic drive device shown in FIG. It is a valve device.
[0039]
FIG. 1 is a cross-sectional view of the direction switching valve device. A pump port block 100 (hereinafter referred to as a P block) to which a discharge flow rate supply path 3 from the hydraulic pump 1 is connected and a spool 210 of the direction switching valve 10 are provided. It is composed of a direction switching valve block 200 (hereinafter referred to as S block) to be inserted and a tank port block 300 (hereinafter referred to as T block) to which a return pipe to the tank is connected.
[0040]
The P block 100 is provided with a bypass flow path 104 to which the discharge flow rate supply path 3 from the hydraulic pump 1 is connected. A relief valve 6 is provided in the flow path 104a branched from this.
[0041]
The S block 200 is provided with a spool hole 200a, and the spool 201 is inserted into the spool hole 200a.
[0042]
The S block 200 includes bypass ports 204a, 204b, and 204c communicating with the flow path 104, left and right pump ports 205a and 205b, left and right actuator ports 206a and 206b, and left and right tank ports 207a and 207b. Left and right signal ports 208a and 208b, and left and right signal paths 209 and 210 connected to the signal ports 208a and 208b are provided, and throttle portions (described later) formed in each land portion (large diameter portion) of the spool 201. ), Each port is communicated and blocked.
[0043]
Furthermore, a first oil hole 202 and a second oil hole 203 are separately provided in the spool 201 on the left and right sides. The first oil hole 202 and the second oil hole 203 are provided with pores 202a, 202b, 202c and a pore 203a. , 203b, 203c are formed in communication with each other, and the pores 202a, 203a are connected to the actuator ports 206a, 206b, the pores 202b, 203b are connected to the tank ports 207a, 207b, and the pores 202c, 203c are individually connected to the left and right. The signal ports 208a and 208b are communicated and blocked according to the operation direction of the spool 201, respectively.
[0044]
Plugs 400a and 401a are fixedly inserted into the spool end face openings of the first and second oil holes 202 and 203, and the openings are closed. Further, both end surfaces of the S block 200 are covered with covers 220 and 221 to form pressure receiving portions 32a and 32b to which pilot pressure from the operating lever device 30 is guided.
[0045]
The T block 300 includes a flow path 304 communicating with the bypass port 204c of the S block 200, left and right flow paths 307a and 307b communicating with the tank ports 207a and 207b, and left and right signal paths communicating with the signal paths 209 and 210. 301, 302 and left and right passages 303a, 303b are provided.
[0046]
Furthermore, the pressure control valve 12 is provided coaxially with the flow path 304, and the valve body 12v of the pressure control valve 12 communicates and blocks the flow path 304 as an inlet port and the flow path 306 as an outlet port.
[0047]
The valve body 12v of the pressure control valve 12 seats on the valve seat 305 of the inlet port 304, and the valve body 12v is inserted into the cartridge plug 12c attached to the T block 300, and thereby the valve opening direction is increased. A pressure receiving chamber (surface) 12a to which the control force is applied and a pressure receiving chamber 12r to which the control force in the valve closing direction is applied are formed. The pressure receiving chamber 12r is connected to the passages 303a and 303b via the pores 12d of the plug 12c so as to communicate with the left and right signal paths 301 and 302.
[0048]
Here, FIG. 2 shows an example of a longitudinal sectional structure taken along line II-II passing through the exit port 306 portion of the T block 300, and FIG. 3 shows an example of a longitudinal sectional structure taken along line III-III passing through the spool axis of the S block 200. .
[0049]
In FIG. 2, a flow path 308 communicating with the outlet port 306 of the pressure control valve 12 is formed in a direction perpendicular to the inlet port 304 (see FIG. 1), and the pressure generating valve device 20 is coaxial with the flow path 308. Is arranged. The pressure oil discharged from the pressure generating valve device 20 is returned from the tank port 311 to the tank connected to the pipe via the left and right passage bridges 309a, 309b and 310a, 310b. Further, the flow paths 307a and 307b of the T block 300 communicating with the tank ports 207a and 207b of the S block 200 are connected to the bridges 309a and 310a and 309b and 310b, and similarly, the pressure oil from the flow paths 307a and 307b. Is returned to the tank.
[0050]
In FIG. 3, each land portion of the spool 201 communicates with a center bypass throttle 211a, 211b for communicating / blocking the bypass port 204a, 204b and the bypass port 204c, a pump port 205a, 205b, and an actuator port 206a, 206b. -Meter-in throttles 212a and 212b to be shut off, and meter-out throttles 213a and 213b to communicate and block the actuator ports 206a and 206b and tank ports 207a and 207b, respectively, are provided. The connection is switched in conjunction with the operation.
[0051]
Here, the pressure oil from the pump feeder port 3a connected to the supply path 3 of the hydraulic pump 1 is introduced into the pump ports 205a and 205b through the load check valve 7 via the passage bridge 205c.
[0052]
FIG. 4 shows an example of the structure of the pressure generating valve device 20. The pressure generating valve device 20 is configured such that a throttle 323 is provided on a valve body 322 fitted in a cartridge plug 320 and a relief set pressure is set by a spring 324. Here, the throttle 323 corresponds to the throttle 21 in FIG. 8, and the valve body 322 corresponds to the relief valve 23 in FIG. Further, the pressure in the flow path 308, which is the upstream pressure of the throttle 323, is guided to the tilt control device 2n via the signal line 23 shown in FIG. 8 as a signal pressure related to the capacity control of the hydraulic pump 1.
[0053]
FIG. 5 shows a modification of the S block. In the above example, the center bypass unit of the S block 200 is configured with three ports, bypass ports 204a, 204b, and 204c, but the center bypass unit may be configured with two ports. FIG. 5 shows such an example. In the S block 200A, bypass ports 204d and 204e communicating with the flow path 104 are formed, and center bypass throttles 211a and 211b formed in the land portion of the spool 201 are shown. The bypass ports 204d and 204e are communicated and blocked.
[0054]
FIG. 6 shows the directional switching valve device by a hydraulic symbol.
[0055]
The operation of the direction switching valve device of the present embodiment configured as described above will be described.
[0056]
When the direction switching valve spool 201 is in the neutral position shown in the figure, the bypass throttles 211a and 211b are fully opened, and the meter-in throttles 212a and 212b and the meter-out throttles 213a and 213b are fully closed. The pressure oil flows out from the bypass channel 104 through the bypass ports 204a and 204b, further through the bypass port 204c to the channel 304, and further through the pressure control valve 12 to generate pressure through the outlet port 306 and the channel 308. Through the valve device 20, the entire amount is discharged from the flow path bridges 309a, 309b, 310a, 310b, and the tank port 311 to the tank.
[0057]
At this time, in the signal port 208a shown in FIG. 1, the tank pressure (that is, no-load state) is detected through the fine hole 202b, the first oil hole 202, and the fine hole 202c opened in the tank port 207a, and the other The tank pressure is also detected in the signal port 208b of the tank through the fine hole 203b, the second oil hole 203, and the fine hole 203c that are open to the tank port 207b, and the signal paths 209 and 301 and the signal paths 210 and 302, respectively. The tank pressure is guided to the pressure receiving chamber 12r that applies the control force in the valve closing direction of the pressure control valve 12 through the flow paths 303a and 303b communicating with each other. As a result, the valve body 12v is fully opened so as to be in an unloaded state, and the hydraulic oil from the hydraulic pump 1 becomes a full amount bypass flow rate so that the outlet port 306, the flow path 308, and the flow path bridges 309a, 309b, 310a. 310b and the outlet port 311 to the tank.
[0058]
Here, the flow path 308 is provided with the pressure generating valve device 20 related to the pump variable displacement control, and the pressure of the flow path 308 that is the upstream pressure of the throttle 323 is related to the capacity control of the hydraulic pump 1 as described above. The signal pressure is guided to the tilt control device 2n via the signal line 23 shown in FIG.
[0059]
For example, when the direction switching valve spool 201 is switched to the right in the figure, in FIG. 3, the bypass throttle 211a is throttled to switch the bypass flow paths 204a and 204c in the closing (blocking) direction, and the meter-in throttle. 212a opens to the pump port 205a, and the meter-out throttle 213b opens to the tank port 207b, respectively, to drive the actuator 5 (see FIG. 8).
[0060]
At this time, the pore 202b opened to the tank port 207a with the switching operation of the spool 201 to the right is closed by the spool hole 200a, and the signal port 208a includes the pore 202a opened to the actuator port 206a, The load pressure of the actuator is detected through the first oil hole 202 and the hole 202c.
[0061]
At the same time, since the pore 203c opened to the other signal port 208b is closed by the spool hole 200a, the tank pressure guided to the pore 203b and the second oil hole 203 which continue to open to the tank port 207b is It is not connected to the signal port 208b. Further, the pore 203a continues to be closed by the spool hole 200a during the switching to the right.
[0062]
Therefore, the detected load pressure of the actuator 5 can be guided from the signal port 208a to the pressure receiving chamber 12r that gives the control force in the valve closing direction of the pressure control valve 12 through the signal path 209, 301 and the flow path 303a. . The load pressure is also guided to the signal port 208b through the flow paths 303b, 302, and 210. However, as described above, the pore 203c is cut off from the port 208c in accordance with the switching to the right in the drawing. There is no harmful effect such as outflow of load pressure.
[0063]
For example, when the direction switching valve spool 201 is switched to the left in the figure, the bypass throttle 211b is throttled in FIG. 3 to switch the bypass flow paths 204b and 204c in the closing (blocking) direction, and the meter-in throttle. 212b opens to the pump port 205b and the meter-out throttle 213a opens to the tank port 207a, respectively, to drive the actuator 5 (see FIG. 8).
[0064]
At this time, the fine hole 203b opened to the tank port 207b with the switching operation of the spool 201 to the left is closed by the spool hole 200a, and the fine hole 203a opened to the actuator port 206c is connected to the signal port 208b. The load pressure of the actuator 5 is detected through the second oil hole 203 and the fine hole 203c.
[0065]
At the same time, since the pore 202c opened to the other signal port 208a is closed by the spool hole 200a, the tank pressure guided to the pore 202b that continues to open to the tank port 207a and the first oil hole 202 is It is not connected to the signal port 208a. The pore 202a continues to be closed by the spool hole 200a during the switching to the left.
[0066]
Therefore, the detected load pressure of the actuator can be guided from the signal port 208b to the pressure receiving chamber 12r that applies the control force in the valve closing direction of the pressure control valve 12 via the signal paths 210 and 302 and the flow path 303b. Further, the load pressure is also guided to the signal port 208a through the flow paths 303a, 301, and 209. However, as described above, the pore 202c is cut off from the port 208a in accordance with the switching to the left in the drawing. There is no harmful effect such as outflow of load pressure.
[0067]
As described above, since the load pressure of the actuator corresponding to the switching direction can be detected and connected to the pressure receiving chamber 12r of the pressure control valve 12 with a simplified signal path, the outflow from the bypass flow path is prevented as described above. Thus, it is possible to configure a direction switching valve device that can compensate for the load. Furthermore, the size can be reduced even when the pressure generating valve device 20 related to the displacement control of the hydraulic pump is mounted.
[0068]
Further, when the pressure generating valve device 20 related to the capacity control of the hydraulic pump 1 is not necessary, for example, as shown in FIG. 7, in the T block 300, the blind plug 325 is replaced at the place where the pressure generating valve device 20 is mounted. Just install it.
[0069]
Furthermore, when the direction switching valve for driving a plurality of actuators is a multiple valve, the multiple valve can be configured with a simple design change as will be described later as a second embodiment.
[0070]
Further, since the present embodiment is applied to the circuit portion including the direction switching valve of the hydraulic drive device proposed in the invention of Japanese Patent Application No. 8-66058, the effect of the invention of Japanese Patent Application No. 8-66058 is also obtained. It is done.
[0071]
That is, as a comparative example, considering a hydraulic drive device having a general center bypass type directional control valve without the pressure control valve 12, in such a hydraulic drive device, when the load pressure of the actuator 5 increases, Accordingly, the discharge pressure of the hydraulic pump 1 increases and the pressure generated at the throttle 21 also increases, and the discharge flow rate of the hydraulic pump 1 is controlled to decrease, and the stroke of the direction switching valve 5 (the opening area of the meter-in throttle) is increased. Even if it is constant, the flow rate supplied to the actuator 5 decreases. For this reason, the inflow flow rate characteristic (metering characteristic) to the actuator 5 changes according to the load pressure as shown in FIG. 10, and a dead zone is generated on the small stroke side, resulting in a decrease in operability.
[0072]
As another comparative example, considering the conventional hydraulic drive device shown in FIG. 14, in this hydraulic drive device, the variable throttle valve 52 is provided in the bypass passage 13, so that the load pressure of the actuator 5 increases. Then, the opening area of the variable throttle valve 52 is reduced by the load pressure detected in the signal line 53, the bypass flow rate decreases, the pressure generated in the throttle 21 decreases, and the discharge flow rate of the hydraulic pump 1 increases. To be controlled. As a result, the discharge pressure of the hydraulic pump 1 further increases without decreasing the discharge flow rate of the hydraulic pump 1, and a load compensation characteristic that can supply the same flow rate to the actuator 5 as before the load pressure increases is obtained.
[0073]
However, the provision of the variable throttle valve 52 that throttles the opening area in response to the load pressure in the bypass passage 13 in this way provides a throttle resistance corresponding to the load pressure in addition to the throttle resistance of the center bypass throttle 51 with respect to the bypass flow rate. The idea is to add it, 11 Even if the characteristic of the variable throttle 52 is set so as to match at a certain point M in the first half of the stroke of the direction switching valve 50 as shown in FIG. It cannot be performed, and appropriate load compensation cannot be performed in a stroke region that is not matched. Details of this are described in the specification of Japanese Patent Application No. 8-66058.
[0074]
In the directional switching valve device of the present embodiment, a constant inflow flow rate characteristic (metering characteristic) can be obtained regardless of the load pressure as described above by configuring the hydraulic drive device shown in FIG. Thus, appropriate load compensation can be performed in the entire stroke region, and excellent operability with a wide effective stroke region can be obtained.
[0075]
A second embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. In the present embodiment, the present invention is applied to a case where a directional switching valve for driving a plurality of actuators is a multiple valve. In the figure, parts equivalent to those in FIG.
[0076]
In FIG. 12, the direction switching valve device of the present embodiment includes a P block 100 to which the supply flow path 3 from the hydraulic pump 1 is connected and a plurality of S provided corresponding to the number of actuators to be driven. The block 200 is composed of a T block 300A to which a return pipe to the tank is connected. The configuration of the P block 100 is the same as that of the first embodiment. The S block 200 is the same as that of the first embodiment except for the points described below.
[0077]
In each S block 200, a first stepped oil hole 402 including a first oil hole 402 a having a small diameter on the input side and a first shaft hole 402 b having a large diameter on the output side is provided on the left side in the spool 201. The ball 404a is disposed between the stepped portion of the first oil hole 402a and the stem 400b of the plug 400a fixedly inserted into the first shaft hole 402b, and the hole 202a of the first oil hole (input side) 402a or 202b is configured to perform a check valve function that communicates and blocks the first shaft hole (output side) 402b of the hole 202c.
[0078]
Further, on the right side in the spool 201, there is provided a second stepped oil hole 403 composed of a small-diameter second oil hole 403a on the input side and a large-diameter second shaft hole 403a on the output side. A ball 404b is disposed between the stepped portion of the oil hole 403a and the stem 401b of the plug 401a fixedly inserted into the second shaft hole 403b, and the hole 203a or 203b of the second oil hole (input side) 403a, It is configured to perform a check valve function for communicating / blocking the pore 203c of the biaxial hole (output side) 403b.
[0079]
The output holes 202c and 203c are connected to and disconnected from the signal ports 208a and 208b in conjunction with the switching operation of the spool 201, and these signal ports 208a and 208b are connected to the left and right signal paths 209 and 210, respectively. And connected to the signal paths 301 and 302 of the T block 300 via the signal paths 209 and 210 of the adjacent S block 200 or directly through the channels 303a and 303b. 12 is connected in communication with a pressure receiving chamber 12r that applies a control force in the valve closing direction.
[0080]
In the T block 300A, a passage in which a plug 330 with a throttle is disposed is provided between the passage 303a and a flow path 307a connected to the tank port 311 (see FIG. 2), and the passage 303a passes through a throttle hole of the plug 330 with a throttle. And communicated with the flow path 307a. This is to prevent pressure accumulation in the signal paths 301 and 302 and the pressure receiving chamber 12r.
[0081]
That is, in the first embodiment shown in FIG. 1, no ball is disposed in the first oil hole 202 and the second oil hole 203, and the pressures in the signal paths 301 and 302 and the pressure receiving chamber 12r are the same when the spool is neutral. The first oil hole 202 and the second oil hole 203 are released to the tank ports 207a and 207b. However, in this embodiment, when all the spools are neutral, the pressure of the signal paths 301 and 302 and the pressure receiving chamber 12r is changed from the first oil hole 402a and the second oil hole 403a in the spool by the check valve function of the balls 404a and 404b. It will not be released to the port and will remain as it is. Therefore, a plug 330 with a throttle is provided, and this pressure is released to the tank port via the plug 330 with a throttle when all spools are neutral.
[0082]
FIG. 13 shows the directional switching valve device by a hydraulic symbol.
[0083]
For example, when the direction switching valve spool 201 of any one of the S blocks 200 is operated by such a configuration of the signal line in the multiple valve, the load pressure of the actuator corresponding to the switching direction is reduced on the input side. It is detected from either one of the holes 202a or 203a and guided to the first or second oil holes 402a and 403a.
[0084]
Here, in the case of single operation, the detected load pressure is guided to the signal port 208a or 208b via the output side pore 202c or 203c via any ball (check valve) 404a or 404b, and the signal path The load pressure is guided to the pressure receiving chamber 12r of the pressure control valve 12 via the flow path 301 or 302 and the flow paths 303a and 303b via 209 or 210.
[0085]
Therefore, in this case, the operation is the same as that of the first embodiment shown in FIG.
[0086]
Further, when the spools 201 of the plurality of S blocks 200 are switched at the same time, similarly, the load pressure is detected in accordance with the switching direction to the first or second oil holes 402a and 403a by the input side pores 202a or 203a. Is done. At this time, the left and right signal paths 209 and 210 are connected to each other in the pressure receiving chamber 12r via the flow paths 301 and 302 and the flow paths 303a and 303b. It is possible to select and detect the largest maximum load pressure among the load pressures detected from any one of the balls (check valves) 404a and 404b.
[0087]
Therefore, even when the direction switching valve for driving a plurality of actuators is a multiple valve, the pressure receiving chamber 12r of the pressure control valve 12 includes the actuator load pressure corresponding to the switching direction of each direction switching valve. Since the maximum load pressure can be detected and connected, as described above, the directional switching valve device can be compensated by a simplified circuit connection configuration of the signal path that can compensate the load so as to prevent outflow from the bypass flow path based on the maximum load pressure. Can be miniaturized and simplified.
[0089]
【The invention's effect】
According to the present invention, the first and second oil holes for detecting the load pressure are separately provided on the left and right sides of the spool, and the first and second signal ports and the first and second signal paths are separately provided on the right and left sides correspondingly. Since the load pressure is guided to the control valve in conjunction with the switching operation of the spool, the connection of the load pressure detection path and the signal path can be simplified, and the valve structure can be made compact. Even when multiple valves are used to drive multiple actuators, the maximum load pressure can be detected simply by providing balls in the first and second oil holes on the left and right sides, making it easy to change the design to multiple valves. Can be done.
[0090]
Further, according to the present invention, for the direction switching valve device of the hydraulic drive device proposed in the invention of Japanese Patent Application No. 8-66058, the load pressure detection path and the signal path connection for guiding the detected load pressure to the control valve are connected. It can be simplified, the valve structure can be made compact, and the design can be easily changed to a multiple valve. In addition, a constant inflow flow rate characteristic (metering characteristic) can be obtained regardless of the load pressure, appropriate load compensation can be performed in the entire stroke area of the direction switching valve, and excellent operability in a wide effective stroke area can be obtained. The effect of the invention of Japanese Patent Application No. 8-66058 can also be obtained.
[0091]
Furthermore, according to the present invention, the maximum load pressure can be detected and introduced into the pressure receiving chamber of the control valve simply by providing balls in the first and second oil holes for detecting the load pressure of each spool. The connection of the pressure detection path and the signal path can be simplified, and the valve structure can be made compact.
[0092]
Further, according to the present invention, it is possible to provide a direction switching valve device that does not increase in size even when a valve device related to displacement control of a hydraulic pump is mounted or not.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view of a directional control valve device with load compensation according to a first embodiment of the present invention.
2 is a cross-sectional view taken along line II-II in FIG.
3 is a cross-sectional view taken along line III-III in FIG.
FIG. 4 is a cross-sectional view showing an example of a pressure generating valve device.
FIG. 5 is a diagram showing a modified example of the bypass port.
FIG. 6 is a diagram showing a directional switching valve device according to the first embodiment by hydraulic symbols.
FIG. 7 is a view showing a state in which a blind plug is mounted at the position of the pressure generating valve device.
FIG. 8 is a hydraulic circuit diagram of a hydraulic drive device according to the direction switching valve device according to the first embodiment.
FIG. 9 is a diagram showing meter-in flow characteristics, bypass flow characteristics, and pump flow characteristics.
FIG. 10 is a graph showing meter-in flow characteristics of a conventional hydraulic drive device.
FIG. 11 is a diagram showing meter-in flow characteristics of another conventional hydraulic drive device.
FIG. 12 is a cross-sectional view of a directional control valve device with load compensation according to a second embodiment of the present invention.
FIG. 13 is a view showing a directional switching valve device according to a second embodiment by hydraulic symbols.
FIG. 14 is a hydraulic circuit diagram of a hydraulic drive apparatus including a conventional directional valve device with load compensation.
[Explanation of symbols]
1 Hydraulic pump
2n Tilt control device
3 Discharge pipeline
3a Pump feeder port
4 Bypass passage
5 Actuator
6 Relief valve
7 Load check valve
7c plug
7v valve body
10-way switching valve
11 Center bypass throttle
12 Pressure control valve
12a Signal path (pressure receiving chamber)
12b Signal path
12c plug (cartridge)
12r pressure receiving chamber
12s spring
12v valve body
13 Channel
17 Flow path
20 Pressure generating valve device
21 Aperture
22 Relief valve
23 Signal line
100 pump port block
104 Bypass channel
200 Directional switching valve block
200a Spool hole
201 spool
202 1st oil hole
202a, b, c pores
203 2nd oil hole
203a, b, c pore
204a, 204b, 204c Bypass port (bypass flow path)
205a, 205b Pump port
205c passage (bridge)
206a, 206b Actuator port
207a, 207b Tank port
208a, 208b Signal ports (first and second signal ports)
209 Signal path (first signal path)
210 Signal path (second signal path)
211a, 211b Center bypass aperture
212a, 212b Meter-in aperture
213a, 213b Meter-out aperture
300 tank port block
301 signal path (first signal path)
302 signal path (second signal path)
303a, 303b passage
304 flow path (inlet port)
305 Valve seat
306 Flow path (exit port)
307a, 307b flow path
308 flow path
309 Passage (bridge)
310 Aisle (bridge)
311 Tank port
320 cartridge
321 plug
322 Disc
323 aperture
324 Spring
325 plug
400a plug
400b stem (holding scale)
401a plug
401b Stem (holding scale)
402 First step oil hole
402a First oil hole
402b First shaft hole
403 Second step oil hole
403a Second oil hole
403b Second shaft hole
404a, 404b ball

Claims

An open center type directional control valve is arranged between the discharge path of the hydraulic pump and the actuator, and a control valve is arranged downstream of the center bypass throttle of the open center type directional control valve. In the directional switching valve device with load compensation for controlling the load by introducing the load pressure,
The control valve is provided with a control force due to the outlet pressure of the center bypass throttle in the valve opening direction, and the control force due to the load pressure of the actuator closes the valve body of the control valve when the direction switching valve is not operated. Is a pressure control valve that is applied in the valve closing direction together with the force of the spring for maintaining the pressure, and controls the outlet pressure of the center bypass throttle to be approximately equal to the load pressure of the actuator by a balance of these forces ,
The direction switching valve device is provided with a bypass flow path in which the center bypass throttle is positioned in a direction crossing a spool shaft core in a central portion around the spool by inserting the spool of the direction switching valve into a spool hole of the valve body. The valve body of the control valve is arranged on the downstream side of the bypass passage so that the pressure oil in the bypass passage acts in the valve opening direction. First and second oil holes are provided, and first and second signal ports are provided corresponding to the first and second oil holes separately on the left and right around the spool of the valve body, and these first and second signals are provided. A load-compensated directional valve device having a structure in which first and second signal paths for communicating and connecting a port to a pressure receiving chamber in the valve closing direction of the control valve are provided in the valve body separately on the left and right sides.

2. The directional control valve device with load compensation according to claim 1, wherein a plurality of spools provided with the first and second oil holes for detecting the load pressure are arranged in parallel, and the first and second oil holes of each spool. A ball having a check function is provided on the left side of the ball, and the downstream side of the ball is individually connected to the left and right sides by the first and second signal ports and the first and second signal paths, and is connected to and connected to the pressure receiving chamber of the control valve. A directional control valve device with load compensation.

3. The directional control valve device with load compensation according to claim 1, wherein a flow path connected to an outlet port of the control valve is formed in a direction perpendicular to a plane including the center of the bypass flow path and the axis of the spool. A directional control valve device with load compensation, characterized in that a valve device or a plug related to the displacement control of the hydraulic pump is arranged in the vertical flow path.