JP3793666B2

JP3793666B2 - Hydraulic control device

Info

Publication number: JP3793666B2
Application number: JP17390499A
Authority: JP
Inventors: 一監大嶋
Original assignee: KYB Corp
Current assignee: KYB Corp
Priority date: 1999-06-21
Filing date: 1999-06-21
Publication date: 2006-07-05
Anticipated expiration: 2019-06-21
Also published as: JP2001003906A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、フォークリフトなどに用いるアクチュエータを制御する油圧制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
図４、５に従来の装置を示す。
図４に示すように、ポンプＰには、供給流路１を接続するとともに、この供給流路１に、中立流路２とパラレル流路３とを接続している。そして、これら中立流路２およびパラレル流路３に、切換弁ａ〜ｃを接続している。
これら切換弁ａ〜ｃは、それぞれ図示していないリフトシリンダ、チルトシリンダ、およびアタッチメントシリンダを制御するものである。
【０００３】
また、これら切換弁ａ〜ｃは、図示する中立位置のときに中立流路２を開いて、パラレル流路３を遮断する。したがって、全ての切換弁ａ〜ｃが中立位置にあれば、ポンプＰからの圧油が、中立流路２を介してタンクＴに排出される。
また、上記いずれかの切換弁ａ〜ｃを切り換えると、その切り換えた切換弁によって、中立流路２が遮断され、いずれか一方のアクチュエータポートとパラレル流路３とが連通し、いずれか他方のアクチュエータポートと排出流路５とが連通する。したがって、その切換弁に接続したシリンダが作動する。
【０００４】
上記供給流路１には、流路６を接続するとともに、この流路６に流量制御弁７を設けている。流量制御弁７は、その下流側に設けた絞り８前後の差圧を一定に制御し、この絞り８を通過する流量を一定に保つ。また、この絞り８の下流側には、リリーフ弁９を接続し、このリリーフ弁９によって、その上流側に所定のパイロット圧を発生させるようにしている。
そして、上記リリーフ弁９で発生させたパイロット圧を、パイロットライン１０を介して上記切換弁ａ〜ｃの比例電磁式減圧弁１１ａ〜１３ａ、１１ｂ〜１３ｂに導くようにしている。
【０００５】
したがって、例えば、比例電磁式減圧弁１１ａを励磁すると、その励磁電流に応じて減圧されたパイロット圧がパイロット室１４ａに供給される。そして、この切換弁ａのスプールが、パイロット圧による図面右方向の推力によって、図面右側のセンタリングスプリングｓのバネ力に抗しながら右方向に移動する。このようにして、切換弁ａが切り換わるが、他の切換弁ｂ、ｃについても同様である。
なお、図中符号１４ａ〜１６ａ、１４ｂ〜１６ｂは、パイロット室を示し、符号Ｒは、メインリリーフ弁を示す。
【０００６】
図５は、上記図４の切換弁ａの具体的な構造を示したものである。なお、他の切換弁ｂ、ｃも、切換弁ａと同じ構成なので、ここでは切換弁ａについてのみ説明する。また、図４に示す構成要素と同じ構成要素については、同じ符号を付している。
図５に示すように、バルブボディ１７には、スプール穴１８を形成するとともに、このスプール穴１８にスプール１９を摺動自在に組み込んでいる。
また、バルブボディ１７には、キャップ２０ａ、２０ｂを取り付けるとともに、これらキャップ２０ａ、２０ｂによって、上記スプール穴１８を塞いでいる。そして、キャップ２０ａ、２０ｂ内に形成したパイロット室１４ａ、１４ｂに、スプール１９の端部をそれぞれ臨ませている。
【０００７】
さらに、バルブボディ１７には、比例電磁式減圧弁１１ａ、１１ｂを構成する減圧弁２１ａ、２１ｂを、スプール１９の図面下方に組み込んでいる。そして、これら減圧弁２１ａ、２１ｂを切り換える比例ソレノイド２２ａ、２２ｂを、上記キャップ２０ａ、２０ｂの図中下方に固定している。
上記減圧弁２１ａ、２１ｂによって制御されたパイロット圧は、バルブボディ１７に形成した流路２３ａ、２３ｂによってそれぞれパイロット室１４ａ、１４ｂに供給される。
なお、上記減圧弁２１ａとソレノイド２２ａとで図４に示す比例電磁式減圧弁１１ａを構成し、減圧弁２１ｂとソレノイド２２ｂとで図４に示す比例電磁式減圧弁１１ｂを構成している。
【０００８】
上記パイロット室１４ａ、１４ｂには、それぞれセンタリングスプリングｓ、ｓを組み込むとともに、これらセンタリングスプリングｓ、ｓのバネ力を、バネ受２４ａ、２４ｂを介してスプール１９の両端に作用させている。そして、このセンタリングスプリングｓ、ｓのバネ力によって、図示する中立位置にスプール１９を保っている。
【０００９】
一方、上記バルブボディ１７には、リフトシリンダに接続する一対のアクチュエータポート２５、２６と、図４の排出流路５に連通するタンクポート２７とを形成し、また、図４の中立流路２に連通するポンプポート２８、２９と、その下流側に切換弁ｂのポンプポートを接続する流出ポート３０とを形成している。そして、上記ポンプポート２８、２９の下流側に連通する流路３２に、ロードチェック弁３１を組み込むとともに、この流路３２とブリッジ流路３３とを連通させている。
【００１０】
上記切換弁ａは、スプール１９が図示する中立位置にあるとき、このスプール１９に形成した環状溝１９ａ、１９ｂを介してポンプポート２８、２９と流出ポート３０とを連通する。したがって、ポンプＰからの圧油が、ポンプポート２８、２９側から流出ポート３０を介してその下流の切換弁ｂ、ｃ側に導かれる。そして、これら切換弁ｂおよび切換弁ｃも、図４に示すように中立位置にあれば、ポンプＰからの圧油が、そのままタンクＴに戻される。
したがって、全ての切換弁ａ〜ｃが中立位置にある場合には、流出ポート３０の圧力がほぼタンク圧となる。
【００１１】
上記中立位置から、例えば右方向にスプール１９を移動させると、ポンプポート２８、２９と流出ポート３０との連通が遮断されるとともに、ブリッジ流路３３とアクチュエータポート２５とがスプール１９に形成した環状溝１９ｃを介して連通する。
したがって、ポンプＰの圧油が、流路３２→ロードチェック弁３１→ブリッジ流路３３→環状溝１９ｃを介してアクチュエータポート２５に供給される。
なお、このようにスプール１９が右方向に移動した状態が、図４に示す切換弁ａの右側位置（ｌ）に相当する。
【００１２】
また、上記中立位置から、左方向にスプール１９を移動させると、ポンプポート２８、２９と流出ポート３０との連通が遮断されるとともに、ブリッジ流路３３とアクチュエータポート２６とがスプール１９に形成した環状溝１９ｄを介して連通する。
したがって、ポンプＰの圧油が、流路３２→ロードチェック弁３１→ブリッジ流路３３→環状溝１９ｄを介してアクチュエータポート２６に供給される。
なお、このようにスプール１９が左方向に移動した状態が、図４に示す切換弁ａの右側位置（ｒ）に相当する。
【００１３】
一方、スプール１９を中立位置から右方向に移動させていくと、スプール１９に形成したノッチ３５を介してポンプポート２８側から流出ポート３０に流体が勢いよく流れ込むため、その流体がスプール１９に形成したランド部３６の図面左側面に当たる。したがって、スプール１９には、図面右方向の力が作用する。
また、スプール１９を中立位置から左方向に移動させていくと、スプール１９に形成したノッチ３７を介してポンプポート２９側から流出ポート３０に勢いよく流れ込むため、流体がスプール１９に形成したランド部３７の図面右側面に当たる。したがって、スプール１９には、図面左方向の力が作用する。
つまり、スプール１９を切り換えると、流体によって、このスプール１９を動かそうとする力が作用する。これを流体力という。
【００１４】
そして、上記流体力の大きさは、ノッチ３５、３７を通過する流速、すなわちノッチ３５、３７前後に生じる差圧に依存する。したがって、ノッチ３５、３７前後の差圧が大きくなればなるほど、流体力も大きくなる。
ここで、この従来の装置では、アクチュエータの作動速度を、切換弁ａ〜ｃによってブリードオフ制御しているため、流出ポート３０の圧力が、ほぼタンク圧まで低下する。したがって、ノッチ３５、３７前後の差圧が大きくなりやすい。つまり、大きな流体力がスプール１９に作用する。
そこで、この従来の装置では、センタリングスプリングｓ、ｓのバネ力を強くして、大きな流体力がスプール１９に作用したとしても、それが簡単に動かないようにしている。
【００１５】
【発明が解決しようとする課題】
上記従来の装置では、スプール１９と比例電磁式減圧弁１１ａ、１１ｂとを、上下２段に配置しているので、バルブボディ１７が高さ方向に大型化する。
そのため、この装置を車両などに組み付けようとした場合に、バルブボディ１７が他の機器に干渉して、それを取り付けることができないという問題があった。
【００１６】
この発明の目的は、バルブボディ１７やキャップ２０ａ、２０ｂを小さくできる油圧制御装置を提供することである。
【００１７】
【課題を解決するための手段】
第１の発明は、バルブボディと、このバルブボディに形成したスプール穴と、このスプール穴に摺動自在に組み込んだスプールと、このスプールの両端に設けたパイロット室と、これらパイロット室に組み込むとともに、そのバネ力によって上記スプールを中立位置に保つセンタリングスプリングと、減圧したパイロット圧を上記パイロット室に供給する一対の減圧弁と、バルブボディに固定するとともに、上記減圧弁を制御する一対の比例ソレノイドとを備え、上記スプールは、パイロット圧によって推力を与えられると、センタリングスプリングに抗して移動する構成にし、しかも、上記減圧弁を、スプール穴に組み込んで、スプールの両側に位置させるとともに、これら減圧弁とスプール端との間にパイロット室を形成する一方、上記比例ソレノイドを、スプール穴に組み込んだ減圧弁と同軸上に設けて、かつ、これら比例ソレノイドによってスプール穴を塞ぐ構成にした油圧制御装置を前提にする。
【００１８】
第１の発明は、上記装置を前提にしつつ、スプールの両端には、軸方向に向かって軸穴を形成する一方、上記減圧弁のスプール側には小径部を形成し、この小径部を上記スプールの軸穴に挿入し、かつ、上記減圧弁の減圧弁本体にサブスプール穴を形成し、このサブスプール穴にサブスプールを摺動自在に組み込むとともに、スプール側におけるサブスプール穴の端部にはボルトを固定し、このボルトとサブスプール端との間にサブスプリングを介在させ、しかも、このボルトには、当該ボルトに設けたストッパー部に当接するバネ受けを摺動自在に設け、このバネ受けと減圧弁本体との間にセンタリングスプリングを介在させる一方、上記バネ受けを、スプールの端部に形成したパイロット室におけるストッパー部に当接させた点に特徴を有する。
【００２２】
【発明の実施の形態】
図１〜３に、実施例を示すが、前記従来例と同じ構成については同じ符号を付し、その詳細な説明を省略する。
図１に示すように、ポンプＰに接続した供給流路１には、コンペンセータバルブ４０を接続している。
コンペンセータバルブ４０は、制御流量を優先的に制御流ポート４１側に供給し、制御流量以上の余剰流量を余剰流ポート４２に供給する。このコンペンセータバルブ４０の作用については、後で詳しく説明する。
【００２３】
上記コンペンセータバルブ４０の制御流ポート４１には、制御流路４３を介して切換弁Ａ〜Ｃをパラレルに接続している。そして、これら切換弁Ａ〜Ｃによって、図示していないリフトシリンダ、チルトシリンダ、およびアタッチメント用シリンダを制御するようにしている。
また、上記コンペンセータバルブ４０の余剰流ポート４２には、余剰流路４４を接続し、この余剰流路４４からタンク流路４を介して余剰流量をタンクＴに戻すようにしている。
なお、上記切換弁Ａ〜Ｃには、それぞれパイロット室６０ａ〜６２ａ、６０ｂ〜６２ｂと、比例電磁式減圧弁６３ａ〜６５ａ、６３ｂ〜６５ｂを設けている。
【００２４】
上記切換弁Ａ〜Ｃには、負荷圧を導く第１〜３負荷圧ライン４５〜４７をそれぞれ接続している。
そして、第２負荷圧ライン４６と第３負荷圧ライン４７とを、第１シャトル弁４８の入力ポートに接続し、この第１シャトル弁４８の出力ポートと第１負荷圧ライン４５とを、第２シャトル弁４９の入力ポートに接続している。そして、第２シャトル弁４９の出力ポートとパイロットライン１０から分岐させた分岐ライン５１とを、第３シャトル弁５０の入力ポートに接続し、この第３シャトル弁５０の出力ポートをコンペンセータバルブ４０の第１パイロット室４０ａに接続している。
したがって、コンペンセータバルブ４０の第１パイロット室４０ａには、最も高い負荷圧が導かれる場合と、リリーフ弁９で設定されたパイロット圧が導かれる場合とがある。
【００２５】
また、コンペンセータバルブ４０の第２パイロット室４０ｂには、パイロットライン５２を介して制御流路４３を接続し、上記切換弁Ａ〜Ｃの上流側の圧力を導くようにしている。
そして、このコンペンセータバルブ４０は、その第１パイロット室４０ａに負荷圧を導いたシリンダに対して、ロードセンシング機能を発揮する。
【００２６】
例えば、コンペンセータバルブ４０の第１パイロット室４０ａにリフトシリンダの負荷圧が導かれると、このコンペンセータバルブ４０のスプールは、リフトシリンダを制御する切換弁Ａ前後の差圧を一定に保つようにバランスする。
そして、このように切換弁Ａ前後の差圧を一定に保てば、リフトシリンダに負荷変動が生じたとしても、このシリンダへの供給量が一定に保たれる。したがって、リフトシリンダ負荷変動に係わらず、リフトシリンダを安定的に作動させることができる。
【００２７】
また、コンペンセータバルブ４０の第１パイロット室４０ａにチルトシリンダの負荷圧が導かれた場合には、このチルトシリンダに対してコンペンセータバルブ４０がロードセンシング機能を発揮し、アタッチメント用シリンダの負荷圧が導かれた場合には、このアタッチメント用シリンダに対してロードセンシング機能を発揮する。
【００２８】
また、コンペンセータバルブ４０の第１パイロット室４０ａに、リリーフ弁９によって設定されたパイロット圧が導かれると、コンペンセータバルブ４０が、ポンプ圧を、パイロット圧よりもスプリング４０ｃのバネ力分だけ高くなるように制御する。
なお、上記コンペンセータバルブ４０は、複数のシリンダを同時に作動させた場合には、最も負荷の大きいシリンダを制御するだけであり、同時に全てのアクチュエータを個別に制御することまではできない。
【００２９】
一方、図２は、上記切換弁Ａの具体的構成を示した断面図であるが、切換弁Ｂ、Ｃも同じ構造なので、ここでは切換弁Ａについてのみ説明する。
また、図１に示した構成要素と同じ構成要素については、同じ符号を付している。
【００３０】
図２に示すように、切換弁Ａは、バルブボディ５３にスプール穴５４を形成するとともに、このスプール穴５４にスプール５５を摺動自在に組み込んでいる。
スプール５５は、その両端から軸方向に小径軸穴５５ａ、５５ａと大径軸穴５５ｂ、５５ｂとをそれぞれ形成し、これら大径軸穴５５ｂと小径軸穴５５ａとの境目を、ストッパー部５５ｃ、５５ｃとしている。
なお、図面右側の小径軸穴５５ａの先端には、さらに軸穴５５ｄを形成しているが、この軸穴５５ｄは、ネジ部材５６によって塞いでいる。
【００３１】
上記のようにスプール５５を組み込んだスプール穴５４には、減圧弁本体５７、５７を組み込んでいる。そして、これら減圧弁本体５７、５７とスプール５５との間に、それぞれパイロット室６０ａ、６０ｂを形成している。
上記バルブボディ５３には、比例ソレノイド５８ａ、５８ｂを固定している。そして、これら比例ソレノイド５８ａ、５８ｂによって、スプール穴５４から減圧弁本体５７、５７が抜け出さないようにしている。
また、これら比例ソレノイド５８ａ、５８ｂのプッシュロッドＲの軸心と、上記スプール５５の軸心とを一致させている。
【００３２】
なお、上記切換弁Ａの構成は、ほぼ左右対称なので、以下には図３を用いて図面右側の構成のみを説明する。
図３に示すように、上記減圧弁本体５７は、大径部５７ａと小径部５７ｂとからなり、両端を貫通するサブスプール穴５９を備えている。このサブスプール穴５９には、小径部５７ｂ側からボルト６６を組み付けるとともに、このボルト６６の頭部６６ａを、スプール５５の小径穴５５ｂに臨ませている。そして、上記ボルト６６の頭部６６ａに、ストッパー部６６ｂを設けている。
なお、上記減圧弁本体５７の小径部５７ｂとボルト６６とによって、この発明の小径部を構成している。
【００３３】
上記減圧弁本体５７の大径部５７ａとスプール５５のストッパー部５５ｃとの間には、センタリングスプリングＳとバネ受け６７とを設けている。そして、バネ受け６７を、センタリングスプリングＳのバネ力によって、スプール５５のストッパー部５５ｃとボルト６６のストッパー部６６ｂとに押しつけている。
したがって、スプール５５には、バネ受け６７を介してセンタリングスプリングＳのバネ力が作用し、このバネ力によってその中立位置が保たれている。
【００３４】
また、上記サブスプール穴５９には、大径部側５７ａ側からサブスプール６８を摺動自在に組み込むとともに、このサブスプール６８と上記ボルト５９との間にサブスプリング６９を介在させている。そして、上記サブスプリング６９のバネ力によって、サブスプール６８の一端を比例ソレノイド５８ｂのブッシュロッドＲに押しつけている。
さらに、上記サブスプール６８とボルト６６との間に形成される室をスプリング室７０とし、このスプリング室７０と上記パイロット室６０ｂとを、ボルト６６に形成した連通路７２によって連通させている。
【００３５】
上記サブスプール６８には、二次圧供給路７１を形成している。この二次圧供給路は、その一方を外周に開口し、その他方をスプリング室７０に開口させている。
また、バルブボディ５３には、スプール穴５４に開口させたパイロット圧供給路７３を形成している。そして、このパイロット圧供給路７３を介して、図１に示すパイロットライン１０からパイロット圧を導くようにしている。
【００３６】
さらに、上記減圧弁本体５７には、一次圧供給油路７４を形成し、この一次圧供給油路７４を介してサブスプール穴５９と上記パイロット圧供給路７３とを連通している。
なお、減圧弁本体５７と比例ソレノイド５８ｂとの間には、排出路７５を形成し、この排出路７５をドレン通路７６に連通させている。
【００３７】
上記サブスプール６８は、比例ソレノイド５８ｂが図示する非励磁状態のとき、二次圧供給油路７１を排出路７５に連通する。そのため、この非励磁状態では、パイロット室６０ｂが、連通路７２→スプリング室７０→二次圧供給路７１→排出路７５→ドレン通路７６を介してタンクＴに連通する。
したがって、スプール５５には、センタリングスプリングのバネ力のみが作用し、このスプール５５の中立位置が保たれる。そして、このスプール５５が中立位置にあるとき、図２に示すように、全てのポート、すなわちポンプポート７７、連通ポート７８、７９、アクチュエータポート８０、８１、タンクポート８２、８３がスプール５５によって閉じられる。
【００３８】
一方、比例ソレノイド５８ｂを励磁して、そのプッシュロッドＲでサブスプール６８を図面左方向に押すと、一次圧供給路７４と二次圧供給路７１とが連通する。そして、これら一次圧供給路７４と二次供給路７１との連通開度に応じて減圧されたパイロット圧が、二次圧供給路７１→スプリング室７０→連通路７２を介してパイロット室６０ｂに供給される。
そのため、上記パイロット圧が、スプール５５の受圧面Ｘに作用することにより、このスプール５５に図面左方向の推力が生じる。そして、このスプール５５が、図２中左側のセンタリングスプリングＳに抗して左方向に移動する。
【００３９】
上記のようにスプール５５が、左方向に移動すると、ポンプポート７７と連通ポート７９とがスプールに形成した環状溝８４ｂを介して連通し、この連通ポート７９とアクチュエータポート８１とが環状溝８５ｂを介して連通する。また、アクチュエータポート８０とタンクポート８２とが環状溝８５ａを介して連通する。
したがって、ポンプＰの圧油が、流路８４→チェック弁８５→ポンプポート７７→環状溝８４ｂ→連通ポート７９→環状溝８５ｂ→アクチュエータポート８１を介して図示していないリフトシリンダの一方の室に供給され、他方の室の圧油がアクチュエータポート８０→環状溝８５ａ→タンクポート８２を介してタンクＴに排出される。
【００４０】
一方、図面左側の比例ソレノイド５８ａを励磁すれば、上記と反対にスプール５５が図面右方向に移動し、ポンプＰの圧油がアクチュエータポート８０を介して図示していないリフトシリンダの他方の室に供給され、一方の室の圧油がアクチュエータポート８１からタンクポート８３を介してタンクＴに排出される。
なお、上記減圧弁本体５７、ボルト６６、サブスプール６８、およびサブスプリング６９によって減圧弁Ｇａ、Ｇｂを構成している。そして、減圧弁Ｇａと比例ソレノイド５８ａとによって、図１の比例電磁式減圧弁６３ａを構成し、減圧弁Ｇｂと比例ソレノイド５８ｂとによって、図１の比例電磁式減圧弁６３ｂを構成している。
また、この実施例では、減圧弁本体５７にボルト６６を取り付けているが、これら減圧弁本体５７とボルト６６とを一つの部材で構成してもよい。
【００４１】
上記実施例によれば、スプール穴５４内であって、スプール５５の両端に、減圧弁Ｇａ、Ｇｂを組み込むとともに、これら減圧弁Ｇａ、Ｇｂを制御する比例ソレノイド５８ａ、５８ｂで、スプール穴５４を塞いでいる。
上記のようにした比例ソレノイド５８ａ、５８ｂは、スプール５５と同軸上に設けているので、バルブボディ５３の高さ方向の寸法を前記従来例よりも小さくできる。
また、切換弁Ａ〜Ｃの上流側に、コンペンセータバルブ４０を設け、このコンペンセータバルブ４０によって切換弁に供給する流量を制御するようにしたので、前記従来例に比べて、切換弁のスプール５５に作用する流体力を小さく抑えることができる。
【００４２】
このようにスプールに作用する流体力が小さくなれば、切換弁のセンタリングスプリングのバネ力が弱くても足りるので、バネ力の弱い小型のセンタリングスプリングを用いることができ、その分、センタリングスプリングを組み込むためのスペースも小さくできる。
したがって、バルブボディ５３を従来例よりもコンパクトにできる。
【００４３】
【発明の効果】
第１の発明によれば、スプールの両側に減圧弁を設け、この減圧弁と同軸上に比例ソレノイドを設けたので、バルブボディの高さ方向のサイズを小さく抑えることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】実施例の回路図である。
【図２】切換弁Ａの断面図である。
【図３】図２の要部を拡大した図である。
【図４】従来例の回路図である。
【図５】従来の切換弁ａの断面図である。
【符号の説明】
４０コンペンセータバルブ
４０ａ第１パイロット室
４０ｂ第２パイロット室
４０ｃスプリング
４１制御流ポート
４２余剰流ポート
４３制御流路
４４余剰流路
５３バルブボディ
５４スプール穴
５５スプール
５５ａ小径軸穴
５５ｂ大径軸穴
５７ｂ小径部
６０ａ、６０ｂパイロット室
６６ボルト
７７ポンプポート
８０、８１アクチュエータポート
８２、８３タンクポート
Ｓ、Ｓセンタリングスプリング
Ｇａ、Ｇｂ減圧弁[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic control device that controls an actuator used in a forklift or the like.
[0002]
[Prior art]
4 and 5 show a conventional apparatus.
As shown in FIG. 4, a supply flow path 1 is connected to the pump P, and a neutral flow path 2 and a parallel flow path 3 are connected to the supply flow path 1. Switching valves a to c are connected to the neutral flow path 2 and the parallel flow path 3.
These switching valves a to c control a lift cylinder, a tilt cylinder, and an attachment cylinder, respectively, not shown.
[0003]
Further, these switching valves a to c open the neutral flow path 2 and block the parallel flow path 3 when in the illustrated neutral position. Therefore, if all the switching valves a to c are in the neutral position, the pressure oil from the pump P is discharged to the tank T through the neutral flow path 2.
Further, when any one of the switching valves a to c is switched, the neutral flow path 2 is shut off by the switched switching valve, and either one of the actuator ports and the parallel flow path 3 communicates with each other. The actuator port and the discharge channel 5 communicate with each other. Therefore, the cylinder connected to the switching valve operates.
[0004]
A flow path 6 is connected to the supply flow path 1, and a flow rate control valve 7 is provided in the flow path 6. The flow rate control valve 7 controls the differential pressure before and after the throttle 8 provided on the downstream side to be constant, and keeps the flow rate passing through the throttle 8 constant. A relief valve 9 is connected to the downstream side of the throttle 8, and a predetermined pilot pressure is generated on the upstream side by the relief valve 9.
The pilot pressure generated by the relief valve 9 is guided to the proportional electromagnetic pressure reducing valves 11a to 13a and 11b to 13b of the switching valves a to c via the pilot line 10.
[0005]
Therefore, for example, when the proportional electromagnetic pressure reducing valve 11a is excited, the pilot pressure reduced according to the excitation current is supplied to the pilot chamber 14a. The spool of the switching valve a moves to the right while resisting the spring force of the centering spring s on the right side of the drawing due to the thrust in the right side of the drawing by the pilot pressure. In this way, the switching valve a is switched, but the same applies to the other switching valves b and c.
In the drawings, reference numerals 14a to 16a and 14b to 16b denote pilot chambers, and reference numeral R denotes a main relief valve.
[0006]
FIG. 5 shows a specific structure of the switching valve a in FIG. Since the other switching valves b and c have the same configuration as the switching valve a, only the switching valve a will be described here. Moreover, the same code | symbol is attached | subjected about the same component as the component shown in FIG.
As shown in FIG. 5, a spool hole 18 is formed in the valve body 17, and a spool 19 is slidably incorporated in the spool hole 18.
Further, caps 20a and 20b are attached to the valve body 17, and the spool hole 18 is closed by the caps 20a and 20b. The end portions of the spool 19 are exposed to the pilot chambers 14a and 14b formed in the caps 20a and 20b, respectively.
[0007]
Further, the valve body 17 incorporates pressure reducing valves 21 a and 21 b constituting the proportional electromagnetic pressure reducing valves 11 a and 11 b below the spool 19. Proportional solenoids 22a and 22b for switching the pressure reducing valves 21a and 21b are fixed below the caps 20a and 20b in the figure.
The pilot pressure controlled by the pressure reducing valves 21a and 21b is supplied to the pilot chambers 14a and 14b through flow paths 23a and 23b formed in the valve body 17, respectively.
The pressure reducing valve 21a and the solenoid 22a constitute the proportional electromagnetic pressure reducing valve 11a shown in FIG. 4, and the pressure reducing valve 21b and the solenoid 22b constitute the proportional electromagnetic pressure reducing valve 11b shown in FIG.
[0008]
Centering springs s and s are incorporated in the pilot chambers 14a and 14b, respectively, and the spring force of the centering springs s and s is applied to both ends of the spool 19 via spring receivers 24a and 24b. The spool 19 is held at the neutral position shown in the figure by the spring force of the centering springs s and s.
[0009]
On the other hand, the valve body 17 is formed with a pair of actuator ports 25 and 26 connected to the lift cylinder, and a tank port 27 communicating with the discharge channel 5 in FIG. 4, and the neutral channel 2 in FIG. Pump ports 28 and 29 communicating with each other and an outflow port 30 connecting the pump port of the switching valve b to the downstream side. A load check valve 31 is incorporated in a flow path 32 communicating with the downstream side of the pump ports 28 and 29, and the flow path 32 and the bridge flow path 33 are communicated.
[0010]
When the spool 19 is in the neutral position shown in the drawing, the switching valve a communicates the pump ports 28 and 29 and the outflow port 30 via the annular grooves 19a and 19b formed in the spool 19. Therefore, the pressure oil from the pump P is guided from the pump ports 28 and 29 side to the downstream switching valves b and c via the outflow port 30. If the switching valve b and the switching valve c are also in the neutral position as shown in FIG. 4, the pressure oil from the pump P is returned to the tank T as it is.
Therefore, when all the switching valves a to c are in the neutral position, the pressure at the outflow port 30 is substantially the tank pressure.
[0011]
When the spool 19 is moved, for example, in the right direction from the neutral position, the communication between the pump ports 28 and 29 and the outflow port 30 is cut off, and the bridge channel 33 and the actuator port 25 are formed in the spool 19. It communicates via the groove 19c.
Therefore, the pressure oil of the pump P is supplied to the actuator port 25 via the flow path 32 → load check valve 31 → bridge flow path 33 → annular groove 19c.
The state in which the spool 19 has moved to the right in this way corresponds to the right side position (l) of the switching valve a shown in FIG.
[0012]
Further, when the spool 19 is moved leftward from the neutral position, the communication between the pump ports 28 and 29 and the outflow port 30 is blocked, and the bridge flow path 33 and the actuator port 26 are formed in the spool 19. It communicates via the annular groove 19d.
Therefore, the pressure oil of the pump P is supplied to the actuator port 26 via the flow path 32 → load check valve 31 → bridge flow path 33 → annular groove 19d.
The state in which the spool 19 moves to the left in this way corresponds to the right side position (r) of the switching valve a shown in FIG.
[0013]
On the other hand, if we move to the right of the spool 19 from the neutral position, the flow better fluid momentum from the pump port 28 side to the outlet port 30 via the notches 35 formed in the spool 19, forming the fluid within the spool 19 It corresponds to the left side of the land portion 36 in the drawing. Therefore, a force in the right direction of the drawing acts on the spool 19.
Further, when the spool 19 is moved leftward from the neutral position, the fluid flows into the outflow port 30 from the pump port 29 side through the notch 37 formed in the spool 19, so that the fluid is formed in the land portion formed in the spool 19. It hits the right side of 37 drawings. Accordingly, a force in the left direction in the drawing acts on the spool 19.
That is, when the spool 19 is switched, a force for moving the spool 19 is applied by the fluid. This is called fluid force.
[0014]
The magnitude of the fluid force depends on the flow velocity passing through the notches 35 and 37, that is, the differential pressure generated around the notches 35 and 37. Therefore , the greater the differential pressure across the notches 35, 37, the greater the fluid force.
Here, in this conventional apparatus, since the operating speed of the actuator is bleed-off controlled by the switching valves a to c, the pressure of the outflow port 30 is reduced to substantially the tank pressure. Therefore, the differential pressure around the notches 35 and 37 tends to increase. That is, a large fluid force acts on the spool 19.
Therefore, in this conventional apparatus, the spring force of the centering springs s, s is increased so that even if a large fluid force acts on the spool 19, it does not move easily.
[0015]
[Problems to be solved by the invention]
In the above-described conventional apparatus, the spool 19 and the proportional electromagnetic pressure reducing valves 11a and 11b are arranged in two upper and lower stages, so that the valve body 17 is enlarged in the height direction.
Therefore, when this device is assembled to a vehicle or the like, there is a problem that the valve body 17 interferes with other devices and cannot be attached.
[0016]
An object of the present invention is to provide a hydraulic control device capable of reducing the valve body 17 and the caps 20a and 20b.
[0017]
[Means for Solving the Problems]
The first invention includes a valve body, a spool hole formed in the valve body, a spool slidably incorporated in the spool hole, pilot chambers provided at both ends of the spool, and the pilot chambers. A centering spring that keeps the spool in a neutral position by the spring force, a pair of pressure reducing valves that supply a reduced pilot pressure to the pilot chamber, and a pair of proportional solenoids that are fixed to the valve body and control the pressure reducing valve The spool is configured to move against the centering spring when thrust is applied by the pilot pressure , and the pressure reducing valves are incorporated in the spool holes and positioned on both sides of the spool. While forming a pilot chamber between the pressure reducing valve and the spool end, Examples solenoid, incorporated in the spool hole provided in the pressure reducing valve coaxially, and to assume a hydraulic control apparatus in the configuration for closing the spool bore these proportional solenoid.
[0018]
The first invention presupposes the above-mentioned device, while forming shaft holes in the axial direction at both ends of the spool while forming a small-diameter portion on the spool side of the pressure reducing valve. A sub spool hole is formed in the pressure reducing valve body of the pressure reducing valve, and the sub spool is slidably incorporated in the sub spool hole, and at the end of the sub spool hole on the spool side. A bolt is fixed, and a sub spring is interposed between the bolt and the sub spool end, and a spring receiver that comes into contact with a stopper portion provided on the bolt is slidably provided on the bolt. The centering spring is interposed between the receiver and the pressure reducing valve body, while the spring receiver is brought into contact with the stopper portion in the pilot chamber formed at the end of the spool. To.
[0022]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
1 to 3 show an embodiment. The same reference numerals are given to the same components as those in the conventional example, and the detailed description thereof is omitted.
As shown in FIG. 1, a compensator valve 40 is connected to the supply flow path 1 connected to the pump P.
The compensator valve 40 preferentially supplies the control flow rate to the control flow port 41 side, and supplies the surplus flow rate equal to or higher than the control flow rate to the surplus flow port 42. The operation of the compensator valve 40 will be described in detail later.
[0023]
Switching valves A to C are connected in parallel to the control flow port 41 of the compensator valve 40 via a control flow path 43. Then, a lift cylinder, a tilt cylinder, and an attachment cylinder (not shown) are controlled by these switching valves A to C.
The surplus flow port 44 of the compensator valve 40 is connected to the surplus flow path 44 so that the surplus flow rate is returned from the surplus flow path 44 to the tank T via the tank flow path 4.
The switching valves A to C are provided with pilot chambers 60a to 62a and 60b to 62b and proportional electromagnetic pressure reducing valves 63a to 65a and 63b to 65b, respectively.
[0024]
The first to third load pressure lines 45 to 47 for introducing the load pressure are connected to the switching valves A to C, respectively.
Then, the second load pressure line 46 and the third load pressure line 47 are connected to the input port of the first shuttle valve 48, and the output port of the first shuttle valve 48 and the first load pressure line 45 are connected to the first shuttle valve 48. 2 is connected to the input port of the shuttle valve 49. The output port of the second shuttle valve 49 and the branch line 51 branched from the pilot line 10 are connected to the input port of the third shuttle valve 50, and the output port of the third shuttle valve 50 is connected to the compensator valve 40. It is connected to the first pilot chamber 40a.
Therefore, the first pilot chamber 40a of the compensator valve 40 may be supplied with the highest load pressure or may be supplied with the pilot pressure set by the relief valve 9.
[0025]
Further, a control flow path 43 is connected to the second pilot chamber 40b of the compensator valve 40 via a pilot line 52 so as to guide the pressure on the upstream side of the switching valves A to C.
And this compensator valve 40 exhibits a load sensing function with respect to the cylinder which led the load pressure to the 1st pilot chamber 40a.
[0026]
For example, when the load pressure of the lift cylinder is guided to the first pilot chamber 40a of the compensator valve 40, the spool of the compensator valve 40 balances so that the differential pressure before and after the switching valve A that controls the lift cylinder is kept constant. .
If the differential pressure before and after the switching valve A is kept constant in this way, even if a load fluctuation occurs in the lift cylinder, the supply amount to this cylinder is kept constant. Therefore, the lift cylinder can be stably operated regardless of the lift cylinder load fluctuation.
[0027]
In addition, when the load pressure of the tilt cylinder is guided to the first pilot chamber 40a of the compensator valve 40, the compensator valve 40 exhibits a load sensing function for the tilt cylinder, and the load pressure of the attachment cylinder is guided. If this is the case, the load sensing function is exhibited for this attachment cylinder.
[0028]
Further, when the pilot pressure set by the relief valve 9 is guided to the first pilot chamber 40a of the compensator valve 40, the compensator valve 40 causes the pump pressure to be higher than the pilot pressure by the spring force of the spring 40c. To control.
The compensator valve 40 only controls the cylinder with the largest load when a plurality of cylinders are operated simultaneously, and cannot control all actuators individually.
[0029]
On the other hand, FIG. 2 is a cross-sectional view showing a specific configuration of the switching valve A. Since the switching valves B and C have the same structure, only the switching valve A will be described here.
The same components as those shown in FIG. 1 are denoted by the same reference numerals.
[0030]
As shown in FIG. 2, the switching valve A has a spool hole 54 formed in the valve body 53, and a spool 55 is slidably incorporated in the spool hole 54.
The spool 55 is formed with small-diameter shaft holes 55a and 55a and large-diameter shaft holes 55b and 55b in the axial direction from both ends thereof, and the boundary between the large-diameter shaft hole 55b and the small-diameter shaft hole 55a is formed as a stopper 55c, 55c.
Note that a shaft hole 55d is further formed at the tip of the small-diameter shaft hole 55a on the right side of the drawing, and this shaft hole 55d is closed by a screw member 56.
[0031]
As described above, the pressure reducing valve bodies 57 and 57 are incorporated in the spool hole 54 in which the spool 55 is incorporated. Pilot chambers 60a and 60b are formed between the pressure reducing valve bodies 57 and 57 and the spool 55, respectively.
Proportional solenoids 58 a and 58 b are fixed to the valve body 53. The proportional solenoids 58a and 58b prevent the pressure reducing valve bodies 57 and 57 from coming out of the spool hole 54.
Further, the axial center of the push rod R of the proportional solenoids 58a and 58b and the axial center of the spool 55 are made to coincide .
[0032]
In addition, since the structure of the said switching valve A is substantially left-right symmetric, only the structure of the drawing right side is demonstrated below using FIG.
As shown in FIG. 3, the pressure reducing valve main body 57 includes a large-diameter portion 57a and a small-diameter portion 57b, and includes a sub-spool hole 59 penetrating both ends. A bolt 66 is assembled into the sub spool hole 59 from the small diameter portion 57 b side, and a head portion 66 a of the bolt 66 faces the small diameter hole 55 b of the spool 55. A stopper 66b is provided on the head 66a of the bolt 66.
The small diameter portion 57b of the pressure reducing valve main body 57 and the bolt 66 constitute the small diameter portion of the present invention.
[0033]
A centering spring S and a spring receiver 67 are provided between the large diameter portion 57 a of the pressure reducing valve main body 57 and the stopper portion 55 c of the spool 55. The spring receiver 67 is pressed against the stopper portion 55 c of the spool 55 and the stopper portion 66 b of the bolt 66 by the spring force of the centering spring S.
Accordingly, the spring force of the centering spring S acts on the spool 55 via the spring receiver 67, and the neutral position is maintained by this spring force.
[0034]
A sub spool 68 is slidably incorporated into the sub spool hole 59 from the large diameter side 57 a side, and a sub spring 69 is interposed between the sub spool 68 and the bolt 59. The one end of the sub spool 68 is pressed against the bush rod R of the proportional solenoid 58b by the spring force of the sub spring 69.
Further, a chamber formed between the sub spool 68 and the bolt 66 is a spring chamber 70, and the spring chamber 70 and the pilot chamber 60 b are communicated with each other by a communication path 72 formed in the bolt 66.
[0035]
A secondary pressure supply path 71 is formed in the sub spool 68. One side of the secondary pressure supply path is opened to the outer periphery, and the other side is opened to the spring chamber 70.
The valve body 53 is formed with a pilot pressure supply path 73 that is opened in the spool hole 54. The pilot pressure is guided from the pilot line 10 shown in FIG.
[0036]
Further, a primary pressure supply oil passage 74 is formed in the pressure reducing valve main body 57, and the sub spool hole 59 and the pilot pressure supply passage 73 are communicated with each other through the primary pressure supply oil passage 74.
A discharge passage 75 is formed between the pressure reducing valve main body 57 and the proportional solenoid 58 b, and the discharge passage 75 is communicated with the drain passage 76.
[0037]
The sub spool 68 communicates the secondary pressure supply oil passage 71 to the discharge passage 75 when the proportional solenoid 58 b is in the non-excited state shown in the drawing. Therefore, in this non-excited state, the pilot chamber 60 b communicates with the tank T via the communication path 72 → the spring chamber 70 → the secondary pressure supply path 71 → the discharge path 75 → the drain path 76.
Accordingly, only the spring force of the centering spring acts on the spool 55, and the neutral position of the spool 55 is maintained. When the spool 55 is in the neutral position, as shown in FIG. 2, all the ports, that is, the pump port 77, the communication ports 78 and 79, the actuator ports 80 and 81, and the tank ports 82 and 83 are closed by the spool 55. It is done.
[0038]
On the other hand, when the proportional solenoid 58b is excited and the sub-spool 68 is pushed to the left by the push rod R, the primary pressure supply path 74 and the secondary pressure supply path 71 communicate with each other. Then, the pilot pressure reduced in accordance with the communication opening degree between the primary pressure supply path 74 and the secondary supply path 71 is transferred to the pilot chamber 60b via the secondary pressure supply path 71 → the spring chamber 70 → the communication path 72. Supplied.
Therefore, when the pilot pressure acts on the pressure receiving surface X of the spool 55, a thrust in the left direction of the drawing is generated in the spool 55. The spool 55 moves to the left against the centering spring S on the left side in FIG.
[0039]
When the spool 55 moves leftward as described above, the pump port 77 and the communication port 79 communicate with each other via the annular groove 84b formed in the spool, and the communication port 79 and the actuator port 81 communicate with the annular groove 85b. Communicate through. The actuator port 80 and the tank port 82 communicate with each other via the annular groove 85a.
Accordingly, the pressure oil of the pump P enters the one chamber of the lift cylinder (not shown) via the flow path 84 → the check valve 85 → the pump port 77 → the annular groove 84 b → the communication port 79 → the annular groove 85 b → the actuator port 81. The pressure oil in the other chamber is supplied and discharged to the tank T via the actuator port 80 → the annular groove 85 a → the tank port 82.
[0040]
On the other hand, if the proportional solenoid 58a on the left side of the drawing is energized, the spool 55 moves in the right direction of the drawing, and the pressure oil of the pump P enters the other chamber of the lift cylinder (not shown) via the actuator port 80. The pressure oil in one chamber is discharged from the actuator port 81 to the tank T through the tank port 83.
The pressure reducing valve body 57, the bolt 66, the sub spool 68, and the sub spring 69 constitute pressure reducing valves Ga and Gb. The pressure reducing valve Ga and the proportional solenoid 58a constitute the proportional electromagnetic pressure reducing valve 63a of FIG. 1, and the pressure reducing valve Gb and the proportional solenoid 58b constitute the proportional electromagnetic pressure reducing valve 63b of FIG.
Further, in this embodiment, the bolt 66 is attached to the pressure reducing valve main body 57, but the pressure reducing valve main body 57 and the bolt 66 may be constituted by one member.
[0041]
According to the above embodiment, the pressure reducing valves Ga and Gb are incorporated in the spool hole 54 at both ends of the spool 55, and the proportional solenoids 58a and 58b for controlling the pressure reducing valves Ga and Gb are used to form the spool hole 54. It is blocking.
Since the proportional solenoids 58a and 58b as described above are provided coaxially with the spool 55, the dimension of the valve body 53 in the height direction can be made smaller than that of the conventional example.
Further, since the compensator valve 40 is provided upstream of the switching valves A to C, and the flow rate supplied to the switching valve by the compensator valve 40 is controlled, the spool 55 of the switching valve is compared with the conventional example. The acting fluid force can be kept small.
[0042]
If the fluid force acting on the spool is reduced in this way, the spring force of the centering spring of the switching valve is sufficient, so a small centering spring with a weak spring force can be used, and the centering spring is incorporated accordingly. The space for this can also be reduced.
Therefore, the valve body 53 can be made more compact than the conventional example.
[0043]
【The invention's effect】
According to the first invention, since the pressure reducing valves are provided on both sides of the spool, and the proportional solenoid is provided coaxially with the pressure reducing valve, the size of the valve body in the height direction can be reduced .
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a circuit diagram of an embodiment.
FIG. 2 is a cross-sectional view of a switching valve A.
FIG. 3 is an enlarged view of a main part of FIG. 2;
FIG. 4 is a circuit diagram of a conventional example.
FIG. 5 is a sectional view of a conventional switching valve a.
[Explanation of symbols]
40 compensator valve 40a first pilot chamber 40b second pilot chamber 40c spring 41 control flow port 42 surplus flow port 43 control channel 44 surplus flow path 53 the valve body 54 the spool hole 55 spool 55a small diameter shaft hole 55b large shaft hole 57b small 60a, 60b Pilot chamber 66 Bolt 77 Pump port 80, 81 Actuator port 82, 83 Tank port S, S Centering spring Ga, Gb Pressure reducing valve

Claims

A valve body, a spool hole formed in the valve body, a spool that is slidably incorporated in the spool hole, a pilot chamber provided at both ends of the spool, the pilot chamber, and the spring force A centering spring that keeps the spool in a neutral position; a pair of pressure reducing valves that supply a reduced pilot pressure to the pilot chamber; and a pair of proportional solenoids that are fixed to the valve body and control the pressure reducing valve. Is configured to move against the centering spring when thrust is applied by the pilot pressure , and the pressure reducing valve is incorporated in the spool hole and positioned on both sides of the spool. While the pilot chamber is formed between It was incorporated into a spool hole provided in the pressure reducing valve and coaxially, and the hydraulic control apparatus to the configuration these proportional solenoid closes the spool hole, the both ends of the spool, while forming the shaft hole toward the axial direction A small diameter portion is formed on the spool side of the pressure reducing valve, the small diameter portion is inserted into the shaft hole of the spool, and a sub spool hole is formed in the pressure reducing valve body of the pressure reducing valve. The sub spool is slidably incorporated, and a bolt is fixed to the end of the sub spool hole on the spool side, and a sub spring is interposed between the bolt and the end of the sub spool. While slidably providing a spring receiver that contacts the stopper provided on the bolt, a centering spring is interposed between the spring receiver and the pressure reducing valve body, The serial spring receiver, a hydraulic control device comprising brought into contact with the stopper portion in the pilot chamber which is formed in an end portion of the spool.