【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ポンプから方向切換弁に供給される吐出圧油の流量制御を行う流量制御弁に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来技術の流量制御弁としては、実公平３−５３２８９号公報に記載されたものがある。この種の流量制御弁は、図５に示すように、弁本体１００に形成されたスプール孔１０１にポンプ通路１０２、タンク通路１０３および供給通路１０４とが開口している。ポンプ通路１０２は図示しないポンプに接続され、タンク通路１０３は図示しないタンクに接続され、供給通路１０４は図示しない方向切換弁を介してアクチュエータに接続されている。
【０００３】
そして、スプール孔１０１にはスプール１０５が摺動自在に挿入されている。このスプール１０５は、常時、固定絞り１０６を介して、ポンプ通路１０２と供給通路１０４とを連通している。また、スプール１０５は可変絞り１０７を介してポンプ通路１０２とタンク通路１０３とを連通する。この可変絞り１０７はスプール１０５の移動によって、その開弁度が変わるようになっている。
【０００４】
更に、スプール１０５には肩部１０５Ａが形成され、スプール孔１０１には肩部１０５を対向する位置に段部１０１Ａが形成され、この肩部１０５Ａと段部１０１Ａとで段付受圧部１０８を構成している。この段付受圧部１０８にはポンプ通路１０２の圧力が導入され、この圧力がスプール１０５を可変絞り１０７の開度が拡大する方向に付勢する。段付受圧部１０８と対向するバネ室１０９には供給通路１０４の圧力が導入され、この圧力がスプール１０５を可変絞り１０７の開度が減少する方向に付勢する。また、スプール１０５はバネ室１０９に介装されたバネ１１０により可変絞り１０７の開度が減少する方向に付勢され、このバネ１１０のバネ力は電磁比例ソレノイド１１１により調整されるようになっている。
【０００５】
このように構成される流量制御弁は、ソレノイド１１１に電流を印加することで、バネ１１０を圧縮してバネ力を増加する。この増加したバネは、可変絞り１０７の開度を減少する方向に、スプール１０５に作用する。そして、可変絞り１０７の開度を減少させ、タンク通路１０３に流出する流量が減少して、供給通路１０４に供給する流量を増加させるものである。
【０００６】
ここで、上記のようにソレノイド１１１を印加して供給通路１０４の流量を制御する場合の、ソレノド１１１の印加電流と供給通路１０４の流量の特性を、図６（ａ）および図６（ｂ）に基づいて説明する。尚、図６（ａ）はスプール１０５とソレノイド１１１との間に介在するバネ１１０が、ある程度圧縮した状態（セット荷重状態）で組み込まれた場合を示し、図６（ｂ）はバネ１１０が無負荷の状態で組み込まれた場合を示す。
【０００７】
図６（ａ）では、ソレノイド１１１に印加する電流が０（ｍＡ）のとき、固定絞り１０６の前後には、バネ１１０のセット荷重に応じた前後差圧が発生しており、最小流量Ｑｍｉｎの油がポンプ通路１０２から固定絞り１０６を介して供給通路１０４に流れる。そして、ソレノイド１１１に印加する電流の増加に伴い、供給通路１０４の流量は最大流量Ｑｍａｘまで増加する。また、図６（ｂ）では、ソレノイド１１１に印加する電流が０ｍＡのとき、固定絞り１０６の前後差圧は０ｋｇｆ／ｃｍ2 であり、供給通路１０４に油は流入しない。そして、ソレノイド１１１に印加する電流の増加に伴い、供給通路１０４の流量は最大流量Ｑｍａｘまで増加する。
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、従来技術の流量制御弁では、ソレノイド１１１または電気系統が故障すると、ソレノイド１１１に電流を印加できなくなる。そうすると、バネ１１０を圧縮することができないことから、図６（ａ）に示すものでは、最小流量Ｑｍｉｎしか油を供給通路１０４に流入できなくなる。よって、上記アクチュエータに供給される流量が不足して、アクチュエータの作動が緩慢になり、作業に支障をきたす。また、図６（ｂ）に示すものに至っては、上記アクチュエータに全く油が供給されないので、故障した状態から復帰できないという問題がある。
【０００９】
本発明の流量制御弁は、ソレノイドや電気系統の故障が発生した場合にも、最大流量をアクチュエータに供給できるようにすることにある。
【００１０】
【課題を解決するための手段】
上記問題を解決するため、本発明は、
請求項１の流量制御弁では、圧力源と方向切換弁との間に形成された絞りの前後差圧を調節して、前記絞りを通過する流量を制御する弁であって、弁本体には、スプール孔と、このスプール孔に開口してポンプ側に連通するポンプ通路と、前記スプール孔に開口するタンク通路と、前記方向切換弁を絞りを介して前記ポンプ通路に連通する供給通路とを形成し、前記スプール孔に前記ポンプ通路と前記タンク通路とを連通・遮断するスプールを摺動自在に挿入し、前記スプールを、前記ポンプ通路と前記タンク通路とが連通する方向に付勢するように、前記ポンプ側の圧力を作用させる第１圧力室と、前記スプールを、前記ポンプ通路と前記タンク通路とが遮断する方向に付勢するように、前記絞りを通過した圧力を作用させる第２圧力室とを有してなる流量制御弁において、
前記スプールを、前記ポンプ通路と前記タンク通路とが遮断する方向に付勢する圧力が導入される第３圧力室と、この第３圧力室の圧力をソレノイドの印加電流とともに、減少させる減圧機構とを設けたものである。
これにより、ソレノイドや電気系統が故障すると、第３圧力室の圧力が減圧されることなく、導入された圧力状態に保たれる。従って、第２圧力室と第３圧力室の圧力が、第１圧力室の圧力に抗してスプールをタンク通路とポンプ通路とを遮断する状態に保持させるので、供給通路にはポンプ通路からタンク通路に油を戻すことなく、流入させることができる。
尚、第３圧力室の圧力は、減圧機構のソレノイドの印加電流の上昇とともに、減圧される。従って、スプールは第２、第３圧力室の圧力と第１圧力室の圧力を受け、この各圧力のバランスによりスプールの位置が決定され、ポンプ通路とタンク通路との開度が決まる。
【００１１】
請求項２の流量制御弁では、請求項１のものに、前記絞りが、この絞りの前後差圧の増加に追従して、開弁度を増加させる可変絞りであるものである。絞りを流れる流量は、Ｑ＝α（ΔＰ）1/2 で表される。但し、αは絞りの開度、ΔＰは絞りの前後差圧である。そして、絞りの前後差圧ΔＰが増加した場合に、絞りの開度が一定であると、流量Ｑは（ΔＰ）1/2 に比例して増加するから、前後差圧ΔＰに対して流量Ｑの増加は少ない。これにより、絞りの前後差圧ΔＰの増加とともに、絞りの開度αを増加させると、供給通路の流量Ｑを絞りの前後差圧ΔＰに正比例させることができる。
【００１２】
請求項３の流量制御弁では、圧力源と方向切換弁との間に形成された絞りの前後差圧を調節して、前記絞りを通過する流量を制御する弁であって、弁本体には、スプール孔と、このスプール孔に開口してポンプ側に連通するポンプ通路と、前記スプール孔に開口するタンク通路と、前記方向切換弁を絞りを介して前記ポンプ通路に連通する供給通路とを形成し、前記スプール孔に前記ポンプ通路と前記タンク通路とを連通・遮断するスプールを摺動自在に挿入し、前記スプールを、前記ポンプ通路と前記タンク通路とが連通する方向に付勢するように、前記ポンプ側の圧力を作用させる第１圧力室と、前記スプールを、前記ポンプ通路と前記タンク通路とが遮断する方向に付勢するように、前記絞りを通過した圧力を作用させる第２圧力室とを有してなる流量制御弁において、前記スプールに係合するピストンと、このピストンを介して前記スプールを、前記ポンプ通路と前記タンク通路とが遮断する方向に付勢する圧力が導入される第４圧力室と、前記ピストンを介して前記スプールを、前記第４圧力室の圧力に対抗する方向に付勢する圧力が導入される第５圧力室と、この第４圧力室の圧力をソレノイドの印加電流とともに、増加させる加圧機構を設けたものである。これにより、ソレノイドや電気系統が故障すると、加圧機構は作動不能となり、第４圧力室の圧力を増加されることがない。従って、第２および第５圧力室の圧力が、第１圧力室の圧力に抗してスプールをタンク通路とポンプ通路とを遮断する状態に保持させるので、ポンプ通路からタンク通路に油を戻すことなく、供給通路に油を流入させることができる。尚、第４圧力室の圧力は、加圧機構のソレノイドの印加電流の上昇とともに、加圧される。従って、スプールには、第１圧力室と第２圧力室との圧力が対抗して作用する。また、ピストンは第４圧力室と第５圧力室との差圧分だけスプールを押圧する。この各圧力のバランスによりスプールの位置が決定され、ポンプ通路とタンク通路との開度が決まる。
【００１３】
請求項４の流量制御弁では、請求項３のものに、前記絞りが、この絞りの前後差圧の増加に追従して、開弁度を増加させる可変絞りであるものである。絞りを流れる流量は、Ｑ＝α（ΔＰ）1/2 で表される。但し、αは絞りの開度、ΔＰは絞りの前後差圧である。そして、絞りの前後差圧ΔＰが増加した場合に、絞りの開度が一定であると、流量Ｑは（ΔＰ）1/2 に比例して増加するから、前後差圧ΔＰに対して流量Ｑの増加は少ない。これにより、絞り前後差圧ΔＰの増加とともに、絞りの開度αを増加させると、供給通路の流量Ｑを絞りの前後差圧ΔＰに正比例させることができる。
【００１４】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施形態における電磁比例流量制御弁について、図１ないし図３を参照して説明する。
【００１５】
先ず、本発明の電磁比例流量制御弁３が用いられる油圧回路１について、図１に基づいて説明する。図１において、１は油圧回路であって、油圧ポンプ２、電磁比例流量制御弁３、及び複数の方向切換弁４を有して構成されている。油圧ポンプ２はタンク６から作動流体（油）を吸引してアンロード通路７（ポンプ通路）に吐出させるものである。このアンロード通路７は各方向切換弁４に接続されると共に、各方向切換弁４の相互間を連通してタンク通路８に連絡されている。また、アンロード通路７は減圧弁２７を介してパイロット通路９と、タンク通路８に連絡される分岐アンロード通路７Ａと、供給通路１０とに分岐している。この供給通路１０は、各方向切換弁４の入力側ポート４ａに並列に接続されている。各方向切換弁４は、図示しない各アクチュエータに接続される２つの出力側ポート４ｂ，４ｃと、タンク通路８に接続される排出側ポート４ｄとを備えている。各方向切換弁４は、中立位置（入力側ポート４ａ，排出側ポート４ｄと、各出力側ポート４ｂ，４ｃとを遮断する位置）と、切換位置（上記各アクチュエータの一方側の部屋と供給通路１０と連通し、上記各アクチュエータの他方側の部屋とタンク通路８と連通する位置）と、切換位置（上記各アクチュエータの一方側の部屋とタンク通路８と連通し、上記各アクチュエータの他方側の部屋と供給通路１０と連通する位置）とを有している。各方向切換弁４は、操作レバーの操作、又はパイロット通路９から分岐する各分岐パイロット通路９Ａを通じて電磁比例弁４ｅ，４ｆにより制御されて導入されるパイロット圧で上記各々の位置に切換わる。
【００１６】
電磁比例流量制御弁３は、アンロード通路７と分岐アンロード通路７Ａとの間に設けられた流量制御弁１５と、パイロット通路９に接続する電磁比例弁１６と、供給通路１０中に設けられた絞り１７と、この絞り１７の下流側に設けられた逆止弁１８とで構成されている。この流量制御弁１５には、この一方側の第１圧力室Ａにアンロード通路７の圧力（ポンプ側の圧力）が導入され、他方側の第２圧力室Ｂに供給通路１０の圧力（絞りを通過した圧力）が導入されている。そして、上記他方側の第３圧力室Ｃは電磁比例弁１６を介してパイロット通路９，タンク通路８に接続されている。そして、流量制御弁１５は、供給通路１０から導入される第２圧力室Ｂの圧力，電磁比例弁１６を介してパイロット通路９から導入される第３圧力室Ｃのパイロット圧の和と、アンロード通路７から導入される第１圧力室Ａとの圧力関係で、アンロード通路７とタンク通路８との通路開度を調整する。
一方、電磁比例弁１６は、パイロット通路９と第３圧力室Ｃとの通路開度と、タンク通路８と第３圧力室Ｃとの通路開度とを調整して、第３圧力室Ｃの圧力を制御する。
【００１７】
２４はリリーフ弁、２６は補償弁である。また、２７は減圧弁であって、油圧ポンプ２からの吐出圧油を減圧して、パイロット通路９を通して、電磁比例流量制御弁３の電磁比例弁１６と各方向切換弁４に導入する。
【００１８】
次に、電磁比例流量制御弁３の具体的な構成について、図２を参照して説明する。
【００１９】
図２において、３０は電磁比例流量制御弁３の弁本体である。この弁本体３０には、流量制御弁１５、電磁比例弁１６及び逆止弁１８とが一体的に組み込まれている。３１は流量制御弁１５を構成するスプールであって、弁本体３０の長手方向に貫通するスプール孔３２に摺動自在に嵌合されている。このスプール３１の一端側は、弁本体３０に取り付けられたプラグ３３に係合する。スプール３１の他端側は、ばね１５ａに当接する。このばね１５ａは、スプール孔３２内に取り付けられたプラグ３４とスプール３１との間に張設されている。ばね１５ａは、スプール３１を一端側に付勢している。スプール孔３２には、スプール３１とプラグ３４との間に第３圧力室Ｃが形成されている。弁本体３０には、スプール孔３２のプラグ３３側端に開口してタンク通路８に連通する分岐アンロード通路７Ａが形成されている。スプール孔３２の略中央はアンロード通路７が開口している。アンロード通路７は、逆止弁１８を介して供給通路１０に接続されている。逆止弁１８はその開口により可変絞り１７を形成している。また、スプール３１は、分岐アンロード通路７Ａ、アンロード通路７およびフィーダ通路３６を遮断しており、スプール３１が移動した際に、分岐アンロード通路７Ａとアンロード通路７との間を接続する第１環状溝３１ａが形成されている。これにより、スプール３１は切欠き状の絞り２８を形成する。
【００２０】
また、スプール３１の内部には、一端側に開口する第１圧力孔４１が形成されている。この第１圧力孔４１は連絡孔４０から段々に拡径する小径孔部４１Ａと大径孔部４１Ｂとが連続しており、この大径孔部４１Ｂ内に摺動自在に挿入された第１ピストン４２とで第１圧力室Ａを区画している。第１圧力室Ａは小径孔部４１Ａと連絡孔４０とを介してアンロード通路７に連通している。第１ピストン４２は、スプール孔３２の一端側に取り付けられたプラグ３３に当接している。
【００２１】
スプール３１の内部には、他端側に開口する第２圧力孔４６が設けられている。この第２圧力孔４６内に摺動自在に挿入された第２ピストン４７とで第２圧力室Ｂを区画している。また、第２ピストン４７は、第３圧力室Ｃ内に延びてプラグ３４に当接している。第２圧力室Ｂは、スプール３１に形成された第２圧力通路２０と、弁本体３０に形成されたフィード通路３６を介して供給通路１０に連通する。これにより、第２圧力室Ｂに供給通路１０の圧力が導入される。尚、第１圧力室Ａと第２圧力室Ｂから各々のスプール３１に作用される圧力の受圧面積はほぼ同等である。また、第１圧力室Ａをスプール３１の内部一端側に形成し、第２圧力室Ｂをスプール３１の内部他端側に形成したので、スプール３１の外径を変えることなくスプール孔３２を同径に形成できる。よって、スプール孔３２の加工がし易くできる。ばね１５ａは、常時、スプール３１をプラグ３３に当接させ、アンロード通路７と分岐アンロード通路７Ａとを遮断する位置に押圧する。
【００２２】
逆止弁１８は、弁本体３０の上方に開口してフィーダ通路３６（供給通路１０）に連通する弁孔５０に摺動自在に挿入されて、フィーダ通路３６内に突出する弁体５１と、弁孔５０の開口を閉鎖して弁体５１との間で液圧室Ｋを区画するソケット５２とを有している。この弁体５１は、ソケット５２に移動自在に収納されたばね受材５３との間に張設された戻しばね５４のばね力で、フィーダ通路３６とアンロード通路７とを連通する通路に形成された弁座５５に付勢されている。また、弁体５１には、液圧室Ｋとフィーダ通路３６（供給通路１０）とを連通する孔５６が形成されている。また、ソケット５２には、ばね受材５３に係合する調整ボルト・ナット５７が設けられており、この調整ボルト・ナット５７を回動することでばね受材５３を液圧室Ｋ内で移動させて、戻しばね５４のばね力が調整できるようになっている。
さらに、弁体５１にはアンロード通路７と供給通路１０とを連通する固定絞り５１Ａが形成されている。
【００２３】
電磁比例弁１６は、弁本体３０の上方に開口して第３圧力室Ｃに連通する段付き孔６０に取り付けられている。電磁比例弁１６は、減圧機構を構成する段付き孔６０内に配置された弁体６１と、この弁体６１を移動させる電磁比例ソレノイド２２とを有している。この弁体６１は段付き孔６０に挿入される案内プラグ６３と、この案内プラグ６３内に摺動自在に挿入される作動子６４とで構成されている。案内プラグ６３内には、この軸線方向に相互に所定間隔を隔てて、パイロット通路９に連絡するパイロット供給孔６６と、タンク通路８に連絡するタンク排出孔６７とが開口している。一方、作動子６４は、電磁ソレノイド２２の消磁時にパイロット供給孔６６に連通する液補給孔６８と、電磁ソレノイド２２の励磁時にタンク排出孔６７に連通する液排出孔６９とが形成されている。また、作動子６４には、弁本体３０に取付けられた電磁比例ソレノイド２２の移動軸２２Ａに当接している。また、作動子６４の内部には、液補給孔６８および液排出孔６９と第３圧力室Ｃとを連通する連絡通路２１が形成されている。そして、作動子６４は、案内プラグ６３と作動子６４との間に張設された弁ばね２３のばね力で、通常、電磁比例ソレノイド２２側に付勢されて、液補給孔６８がパイロット供給孔６６に開口し、液排出孔６９がタンク排出孔６７から遮断される位置にされている。
【００２４】
このように、本発明の電磁比例流量制御弁３は、以上のように構成されるが、次に、この電磁比例流量制御弁３の作動について、図１及び図２に基づいて説明する。
【００２５】
（Ａ）先ず、油圧ポンプ２を作動してタンク６から作動流体（油）を吸引してアンロード通路７に吐出する。各方向切換弁４へ供給する油圧ポンプ２の吐出圧油の流量を制御するためには、電磁比例弁１６のソレノイド２２に印加する電流を調整する。例えば、供給通路１０に圧送される流量を減少させるためには、ソレノイド２２に印加する電流を増加させる。これにより、作動子６４を図２に示す状態で下方に摺動させて、パイロット供給孔６６（パイロット通路９）に対する液補給孔６８（第３圧力室Ｃ）の開口度を減少させ、タンク排出孔６７（タンク通路８）に対する液排出孔６９（第３圧力室Ｃ）の開口度を増加させる。そして、油圧ポンプ２からパイロット通路９−パイロット供給孔６６を通して連絡通路２１に導入される圧油と、連絡通路２１から液排出孔６９−タンク排出孔６７及びタンク通路８を介してタンク６に戻される圧油との圧力差だけの圧力が第３圧力室Ｃに導入される。第３圧力室Ｃに導入された圧力は、ソレノイド２２に印加する電流を増加させる前より減少して、スプール３１の他端側に作用することになる。
【００２６】
また、油圧ポンプ２からの吐出圧油は、第１圧力孔４１を通して第１圧力室Ａに導入され、この導入された吐出圧油の圧力がスプール３１の一端側に作用する。また、供給通路１０の圧力は、フィーダ通路３６と第２圧力通路２０とを通して第２圧力室Ｂに導入され、この供給通路１０の圧力がスプール３１の他端側に作用する。
【００２７】
そして、スプール３１の位置は、第１圧力室Ａと、これに対向する第２圧力室Ｂの圧力，第３圧力室Ｃの圧力およびばね１５ａのばね力との和とのバランスで決まる。よって、第３圧力室Ｃの圧力が減少すると、第１圧力室Ａの圧力が第３圧力室Ｃの圧力、第圧力室Ｂの圧力およびばね１５ａのばね力に抗してプラグ３４側にスプール３１を移動させる。よって、アンロード通路７とタンク通路８との間の絞り２８の開弁度が増加し、アンロード通路７から導入された油圧ポンプ２の吐出圧油が絞り２８を介してタンク６に逃げる量が増加する。これにより、逆止弁１８を通して供給通路１０に油圧ポンプ２からの吐出圧油が供給されるが、この一部が絞り２８および分岐アンロード通路７Ａを介してタンク通路８に逃がされので、供給通路１０から多連方向切換弁装置５の各方向切換弁４に供給される圧油の流量が減少される。
【００２８】
このように、流量制御弁１５のスプール３１の位置は、分岐アンロード通路７Ａとタンク通路８とを開弁する方向に作用する第１圧力室Ａの圧力と、これらを遮断する方向に作用する第２圧力室Ｂの圧力，第３圧力室Ｃの圧力及びばね１５ａのばね力との和との釣り合いで決定される。また、第３圧力室Ｃに導入される圧力はソレノイド２２に励磁で移動される作動子６４による、液補給孔６８とパイロット供給孔６６との開口度と、液排出孔６９とタンク排出孔６７との開口度との関係で決定される。従って、供給通路１０の流量は、ソレノイド２２の励磁量によって移動される作動子６４の移動量で制御される。このソレノイド２２に印加する電流と供給通路１０へ圧送される流量は、図３に示すように電流の増加に比例して流量が減少する。
【００２９】
尚、固定絞り５１Ａは、常時、アンロード通路７と供給通路１０とを連通しているので、電流を最大にしても流量Ｑｍｉｎ（Ｌ／ｍｉｎ）を出力でき、アクチュエータを微動作させる場合に、ソレノイド２２に最大電源を印加すると、流量Ｑｍｉｎが供給される供給通路１０に圧送されるので、ソレノイド２２の印加電流の微調節を必要としない。また、流量０（Ｌ／ｍｉｎ）からの調整が必要な場合は、固定絞り５１Ａを設けなければよい。
【００３０】
また、各方向切換弁４に接続されている上記各アクチュエータの負荷が増大すると、その負荷に対抗する圧力も上昇することになるので、供給通路１０の圧力も上昇する。そして、供給通路１０にフィーダ通路３６を介して連通する第２圧力室Ｂの圧力が上昇して、この上昇した第２圧力室Ｂの圧力が，第３圧力室Ｃの圧力及びばね１５ａのばね力と共に、第１圧力室Ａの圧力に抗して、第２圧力室Ｂの容積を増加しつつ、且つ第１圧力室Ａの容積を減少させるようにスプール３１をプラグ３３側に移動させるので、アンロード通路７とタンク通路８との絞り２８による絞り開口度が減少する。
【００３１】
これにより、アンロード通路７の圧力も上記各アクチュエータの負荷の増大に対応して上昇すると共に、逆止弁１８の弁体５１もアンロード通路７と、戻しばね５４のばね力とが釣り合う位置に移動して、弁座５５に対する開弁度を調整するので、上記各アクチュエータの負荷の変動に係わることなく、流量制御弁１５はソレノイド２２の励磁量によって移動される作動子６４の移動量で決められた流量を供給通路１０に送ることができる。
【００３２】
（Ｂ）油圧ポンプ２からアンロード通路７を介して流量制御弁１５に導入される吐出圧油の全流量を、供給通路１０を通して各方向切換弁４に供給するためには、電磁比例弁１６のソレノイド２２を消磁する。これにより、作動子６４を弁ばね２３のばね力でソレノイド２２側に摺動させて、パイロット供給孔６６（パイロット通路９）に対する液補給孔６８（第３圧力室Ｃ）の開口度を大きくし、且つタンク排出孔６７（タンク通路８）と液排出孔６９（第３圧力室Ｃ）とを遮断する位置にする。これにより、第３圧力室Ｃには、パイロット通路９−パイロット供給孔６６−液補給孔６８−連絡通路２１を通して、減圧弁２７から吐出するパイロット圧とほぼ同圧の圧力が導入される。
【００３３】
これと同時に、油圧ポンプ２の吐出圧油がアンドロード通路７及び第１圧力孔４１を通して、第１圧力室Ａに導入されることになるが、第３圧力室Ｃの圧力，第２圧力室Ｂに供給される供給通路１０の圧力及びばね１５ａのばね力との和が、第１圧力室Ａに導入された圧力より大きくなる。この結果、スプール３１は、その一端側３１Ａがプラグ３３に当接するまで移動されて、アンロード通路７とタンク通路８とを遮断する位置に切換わるので、アンロード通路７逆止弁１８を通して油圧ポンプ２から吐出された圧油の全流量が供給通路１０に供給され、この供給通路１０から多連方向切換弁装置５の各方向切換弁４に供給される。
【００３４】
このように、電磁比例弁１６のソレノイド２２の消磁時には、作動子６４は弁ばね２３のばね力で、ソレノイド２２側に移動されてタンク通路８と第３圧力室Ｃとを遮断し、連絡通路２１を介して第３圧力室Ｃとパイロット通路９とを連通する位置に切換わるので、例えば、ソレノイド２２が不作動となる故障が発生した場合には、弁ばね２３のばね力によって、上記図２に示す状態に作動子６４を復帰させることにより、圧力室Ｃに油圧ポンプ２の吐出圧油をパイロット圧として供給する。アンロード通路７から逆止弁１８を通して供給通路１０に油圧ポンプ２からの吐出圧油を供給することができるので、この供給通路１０から各方向切換弁４を介して上記各アクチュエータに圧油を供給でき作動状態を保持することが可能となる。
【００３５】
（Ｃ）アンロード通路７を介して流量制御弁１５に導入される吐出圧油の全流量（絞り５１Ａを設けた場合は、Ｑｍｉｎを除く油量）を、タンク通路８に戻すためには、電磁比例弁１６のソレノイド２２に印加する電流を最大にして、作動子６４をスプール３１側に摺動させて、パイロット通路９と第３圧力室Ｃを遮断すると共に、第３圧力室Ｃをタンク通路８に開口する。これにより、第３圧力室Ｃに導入される圧力が液排出孔６９−タンク排出孔６７及びタンク通路８を通してタンク６に戻されるので、この第３圧力室Ｃ内はタンク圧と同圧になる。
【００３６】
これと同時に、油圧ポンプ２の吐出圧油がアンドロード通路７及び第１圧力孔４１を通して第１圧力室Ａに導入されているので、第１圧力室Ａ内の圧力が、第２圧力室Ｂに供給される供給通路１０の圧力，第３圧力室Ｃの圧力及びばね１５ａのばね力より大きくなる。この結果、スプール３１は、この第１圧力室Ａの容積を増加させつつ、且つ第２圧力室Ｂの容積を減少しつつプラグ３４側に移動されていき、この環状溝３１ａを介しアンロード通路７とタンク通路８との開度が増加され、油圧ポンプ２から吐出される圧油で逆止弁１８を開弁することなく、この全流量がスプール３１の環状溝３１ａとスプール孔３２間、分岐アンロード通路７Ａ及びタンク通路８を通してタンク６に戻されることになる。また、絞り５１Ａを設けた場合は、この絞り５１Ａのみを介して流量Ｑｍｉｎが供給通路１０に流れる。
【００３７】
次に、本発明の実施形態における電磁比例流量制御弁１０３の変形例について、図４に基づいて説明する。尚、図４の電磁比例流量制御弁１０３において、図１及び図２の電磁比例流量制御弁３と同一の符号は同一の構成を有するので、その説明は省略する。
【００３８】
図４において、弁本体３０に形成されスプール孔３２は、略中央からプラグ３３に向かって段々に縮径する大径孔部３２Ａ，小径孔部３２Ｂとが連続に形成されている。スプール３１は、小径孔部３２Ｂと係合する第１小径部３１Ｂと、大径孔部３２Ａと係合する大径部３１Ａと、第１小径部３１Ｂとほぼ同径の第２小径部３１Ｃとが順次形成されている。弁本体３０にはスプール３１の大径部３１Ａを挿入するために大径孔部３２Ｃがスプール孔３２に連設して、図４の右側に向かって形成されている。大径孔部３２Ｃの開口にはソケット７５が取り付けられている。ソケット７５にはピストン７９が摺動自在に挿入され、ピストン７９はスプール３１に当接して、プラグ３４との間に第５圧力室Ｅを区画している。また、大径孔部３２Ｃには、スプール３１の小径部３１Ｃとの間に後述する第２圧力室Ｂと第４圧力室Ｄを区画する案内部材７６が挿入されている。
【００３９】
また、第１圧力室Ａはスプール孔３２の大径孔部３２Ａと小径孔部３２Ｂとの間に形成され、アンロード通路７に連通している。第２圧力室Ｂはフィーダ通路３６を介して供給通路１０に連通している。第４圧力室Ｄはピストン７９とスプール３１との間に形成され、電磁比例弁１６を介してパイロット供給孔６６とタンク排出孔６７とに接続されている。第５圧力室Ｅはピストン７９とプラグ３４との間に形成され、パイロット供給孔６６に常時連通している。そして、スプール３１内には、軸線方向に貫通する摺動孔７７が形成されており、第４圧力室Ｄの圧力をプラグ３３側に導入し、第４圧力室Ｄのスプール３１に直接作用する圧力を打ち消している。
【００４０】
電磁比例弁１６（加圧機構）の作動子６４は、この段付き弁孔６０内に張設された弁ばね２３のばね力で、通常時（ソレノイド２２の消磁時）、ソレノイド２２側に付勢されて、液補給孔６８がパイロット供給孔６６から遮断され、液排出孔６９がタンク排出孔６７に開口している。また、この作動子６４には、下側に位置するタンク排出孔６７に開口して液圧室に連通する連絡通路２１が形成されている。
【００４１】
このように、本発明の変形例である電磁比例流量制御弁１０３は、以上のように構成されるが、次に、この電磁比例流量制御弁１０３の作動について、図４に基づいて説明する。
【００４２】
（ａ）供給通路１０の圧送する油量を減少させるには、電磁比例弁１６のソレノイド２２に印加する電流を増加すると、作動子６４は図４中の下方に摺動して、パイロット供給孔６６（パイロット通路９）に対する液補給孔６８の開口度が増加して、下側に位置するタンク排出孔６７（タンク通路８）に対する液排出孔６９の開口度が減少する。そして、油圧ポンプ２からパイロット通路９−パイロット供給孔６６を通して連絡通路２１に導入される圧油と、連絡通路２１から液排出孔６９−タンク排出孔６７及びタンク通路８を介してタンク６に戻される圧油の圧力差だけの圧力が、第４圧力室Ｄに導入される。これにより、ピストン７９に第４圧力室Ｄの圧力が作用することになる。また、第５圧力室Ｅには、常時、パイロット圧が導入されるので、ピストン７９は第４圧力室Ｄの圧力と第５圧力室Ｅの圧力との差分だけスプール３１をプラグ３３側に押圧する。
【００４３】
また、油圧ポンプ２からの吐出圧油は、アンロード通路７から第１圧力室Ａに供給され、この第１圧力室Ａに供給された圧力がスプール３１に作用する。スプール３１に作用する圧力の受圧面積は、スプール３１の大径部３１Ａの断面積から第１小径部３１Ｂの断面積を引いたものである。
【００４４】
そして、第２圧力室Ｂに供給通路１０の圧力が導入され、第２圧力室Ｂの圧力、ピストン７９の押圧力およびばね１５ａのばね力との和が、第１圧力室Ａの圧力より小さくなると、スプール３１が上記圧力等とばね力の和に抗して、プラグ３４側に移動していき、アンロード通路７とタンク通路８との間の絞り２８の開口度が増大する。また、アンロード通路７から供給通路１０に導入された油圧ポンプ２の吐出圧油をタンク６に逃がす油量が増加する。尚、スプール３１に作用する受圧面積は、スプール３１の大径部３２Ａの断面積から第２小径部３１Ｃの断面積を引いたものである。よって、第１圧力室Ａと第２圧力室Ｂとの受圧面積はほぼ同等となる。
【００４５】
これにより、逆止弁１８を通して供給通路１０に油圧ポンプ２から吐出圧油が供給されるが、この一部が絞り２８を介してタンク通路８に逃がされるので、供給通路１０から各方向切換弁４に供給される圧油の流量と圧力が減少される。
【００４６】
このように、流量制御弁１５のスプール３１の位置は、アンロード通路７とタンク通路８とを連通する方向に作用する第１圧力室Ａの圧力と、これらを遮断する方向に作用する第２圧力室Ｂの圧力、ピストン７９の押圧力およびばね１５ａのばね力の和との釣り合いで決定される。また、ピストン７９の押圧力は第４圧力室Ｄに導入される圧力と、第５圧力室Ｅに導入される圧力とにより決まる。第４圧力室Ｄに導入される圧力はソレノイド２２の励磁で移動される。作動子６４による、パイロット供給孔６６（パイロット通路９）に対する液補給孔６８の開口度と、下側に位置するタンク排出孔６７（タンク通路８）に対する液排出孔６９の開口度との関係で決定される。従って、供給通路１０の流量は、ソレノイド２２の励磁量によって移動される作動子６４の移動量で制御される。
【００４７】
（ｂ）油圧ポンプ２からアンロード通路７を介して流量制御弁１５の第１圧力室Ａに導入される吐出圧油の全流量を、供給通路１０を通して各方向切換弁４に供給するためには、電磁比例弁１６のソレノイド２２を消磁することで、作動子６４を弁ばね２３のばね力でソレノイド２２側に摺動させて、パイロット通路９に対する第４圧力室Ｅを遮断して、且つタンク通路８と液排出孔６９（第４圧力室Ｄ）とを開口する。これにより、第４圧力室Ｄはタンク６と同圧になる。そして、ピストン７９はスプール３１をパイロット通路９とタンク通路８との差圧で押圧する。この結果、スプール３１は、その一端側がプラグ３３に当接するまで移動されて、アンロード通路７とタンク通路８とを遮断する位置にされる。また、油圧ポンプ２から吐出された圧油の全流量が供給通路１０に供給され、この供給通路１０から各方向切換弁４に供給される。
【００４８】
このとき、ソレノイド２２が不作動となる故障が発生した場合には、弁ばね２３のばね力によって、上記図２に示す状態に作動子６４を復帰させることにより、第４圧力室Ｄにタンク通路８を連通させる。また、第５圧力室Ｅは、常時パイロット通路９と連通しているから、ピストン７９はスプール３１を図４に示す位置に移動させる。
【００４９】
これにより、アンロード通路７から逆止弁１８を通して供給通路１０に油圧ポンプ２からの吐出圧油を供給することができるので、この供給通路１０から各方向切換弁４を介して上記各アクチュエータに圧油を供給でき作動状態を保持することが可能となる。
【００５０】
（ｃ）アンロード通路７から流量制御弁１５に導入される吐出圧油の全流量を、タンク通路８に戻すためには、電磁比例弁１６のソレノイドに印加する電流を最大にして、作動子６４を図４中の下方に摺動させて、パイロット通路９に対する液補給孔６８の開口を全開し、下側に位置するタンク通路８に対する液排出孔６９の開口度を遮断する位置に制御する。これにより、第４圧力室Ｄがパイロット通路９の圧力となり、第４圧力室Ｄと第５圧力室Ｅが同圧になる。
【００５１】
よって、ピストン７９がスプール３１を押圧する力がなくなり、スプール３１はプラグ３４側に移動され、アンロード通路７とタンク通路８とが連通状態になる。油圧ポンプ２から吐出される全流量がタンク６に戻され、供給通路１０は油が圧送されない。
【００５２】
【発明の効果】
このように、本発明によれば、
請求項１の流量制御弁では、ソレノイドや電気系統が故障すると、第３圧力室の圧力が減圧されることなく、導入された圧力状態に保たれる。従って、第２圧力室と第３圧力室の圧力が、第１圧力室の圧力に抗してスプールをタンク通路とポンプ通路とを遮断する状態に保持させるので、ポンプ通路から吐出される全流量を供給通路に圧送することができる。よって、ソレノイド等の故障による影響を軽減し、上記故障が発生しても、アクチュエータを使用する作業を継続することができる。
【００５３】
請求項２の流量制御弁では、請求項１の効果に加えて、絞りの前後差圧ΔＰの増加とともに、絞りの開度を増加させて、供給通路の流量Ｑを絞りの前後差圧ΔＰに正比例させることができる。よって、ソレノイドへの印加電流に応じた流量制御ができる。
【００５４】
請求項３の流量制御弁では、ソレノイドや電気系統が故障すると、加圧機構は作動不能となり、第４圧力室の圧力を増加されることなく、導入された圧力に保持される。従って、第２および第５圧力室の圧力が、第１圧力室の圧力に抗してスプールをタンク通路とポンプ通路とを遮断する状態に保持させるので、ポンプ通路から吐出される全流量を供給通路に圧送することができる。よって、ソレノイド等の故障による影響を軽減し、上記故障が発生しても、アクチュエータを使用する作業を継続することができる。
【００５５】
請求項４の流量制御弁では、請求項３の効果に加えて、絞りの前後差圧ΔＰの増加とともに、絞りの開度を増加させて、供給通路の流量Ｑを絞りの前後差圧ΔＰに正比例させることができる。よって、ソレノイドへの印加電流に応じた流量制御ができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】電磁比例流量制御弁が用いられる油圧回路を示す回路図である。
【図２】電磁比例流量制御弁の構成を示す断面図である。
【図３】ソレノイドの電流と供給通路を流れる流量の特性を示したグラフ図である。
【図４】電磁比例流量制御弁の変形例の構成を示す断面図である。
【図５】従来技術の流量制御弁の構成を示す断面図である
【図６】従来技術における、ソレノイドの電流と供給通路を流れる流量の特性を示したグラフ図である。
【符号の説明】
２ ポンプ（圧力源）
７ アンロード通路（ポンプ通路）
８ タンク通路
１０ 供給通路
１７ 絞り
２２ ソレノイド（減圧機構、加圧機構）
３０ 弁本体
３１ スプール
３２ スプール孔
６４ 作動子（減圧機構、加圧機構）
Ａ 第１圧力室
Ｂ 第２圧力室
Ｃ 第３圧力室
Ｄ 第４圧力室
Ｅ 第５圧力室[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a flow control valve that performs flow control of discharge pressure oil supplied from a pump to a direction switching valve.
[0002]
[Prior art]
As a conventional flow control valve, there is one described in Japanese Utility Model Publication No. 3-53289. In this type of flow control valve, as shown in FIG. 5, a pump passage 102, a tank passage 103, and a supply passage 104 are opened in a spool hole 101 formed in the valve body 100. The pump passage 102 is connected to a pump (not shown), the tank passage 103 is connected to a tank (not shown), and the supply passage 104 is connected to an actuator via a direction switching valve (not shown).
[0003]
A spool 105 is slidably inserted into the spool hole 101. The spool 105 always communicates the pump passage 102 and the supply passage 104 via a fixed throttle 106. Further, the spool 105 communicates the pump passage 102 and the tank passage 103 via the variable throttle 107. The variable throttle 107 has its valve opening degree changed by the movement of the spool 105.
[0004]
Further, a shoulder 105A is formed in the spool 105, and a step 101A is formed in the spool hole 101 at a position facing the shoulder 105, and the shoulder 105A and the step 101A constitute a step pressure receiving portion 108. is doing. The pressure of the pump passage 102 is introduced into the stepped pressure receiving portion 108, and this pressure urges the spool 105 in the direction in which the opening degree of the variable throttle 107 is increased. A supply passage 104 is provided in the spring chamber 109 facing the stepped pressure receiving portion 108. of Pressure is introduced, and this pressure urges the spool 105 in the direction in which the opening of the variable throttle 107 decreases. Further, the spool 105 is urged by a spring 110 interposed in the spring chamber 109 in a direction in which the opening of the variable throttle 107 decreases, and the spring force of the spring 110 is adjusted by an electromagnetic proportional solenoid 111. Yes.
[0005]
The flow rate control valve configured as described above applies a current to the solenoid 111 to compress the spring 110 and increase the spring force. The increased spring acts on the spool 105 in the direction of decreasing the opening of the variable throttle 107. And the opening of the variable throttle 107 The The flow rate flowing out into the tank passage 103 is decreased and the flow rate supplied to the supply passage 104 is increased.
[0006]
Here, when the solenoid 111 is applied and the flow rate of the supply passage 104 is controlled as described above, the characteristics of the applied current of the solenoid 111 and the flow rate of the supply passage 104 are shown in FIGS. 6 (a) and 6 (b). Based on 6A shows a case where the spring 110 interposed between the spool 105 and the solenoid 111 is incorporated in a state where it is compressed to some extent (set load state), and FIG. 6B shows that the spring 110 is not provided. The case where it is installed in the state of load is shown.
[0007]
In FIG. 6A, when the current applied to the solenoid 111 is 0 (mA), it is fixed. Aperture A front-rear differential pressure corresponding to the set load of the spring 110 is generated before and after 106, and oil having a minimum flow rate Qmin flows from the pump passage 102 to the supply passage 104 through the fixed throttle 106. As the current applied to the solenoid 111 increases, the flow rate of the supply passage 104 increases to the maximum flow rate Qmax. In FIG. 6B, when the current applied to the solenoid 111 is 0 mA, the differential pressure across the fixed throttle 106 is 0 kgf / cm. 2 Therefore, oil does not flow into the supply passage 104. As the current applied to the solenoid 111 increases, the flow rate of the supply passage 104 increases to the maximum flow rate Qmax.
[0008]
[Problems to be solved by the invention]
However, in the conventional flow control valve, if the solenoid 111 or the electric system fails, no current can be applied to the solenoid 111. Then, since the spring 110 cannot be compressed, only the minimum flow rate Qmin can flow into the supply passage 104 as shown in FIG. Therefore, the flow rate supplied to the actuator is insufficient, and the operation of the actuator becomes slow, which hinders work. Further, in the case shown in FIG. 6B, since no oil is supplied to the actuator, there is a problem that the actuator cannot be recovered from a failure state.
[0009]
The flow control valve of the present invention is to enable a maximum flow rate to be supplied to an actuator even when a solenoid or an electric system fails.
[0010]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above problem, the present invention provides:
The flow control valve according to claim 1 is a valve that controls a flow rate passing through the throttle by adjusting a differential pressure across the throttle formed between the pressure source and the direction switching valve. A spool hole, a pump passage that opens to the spool hole and communicates with the pump side, a tank passage that opens to the spool hole, and a supply passage that communicates the direction switching valve with the pump passage through a throttle. The spool hole is slidably inserted into the spool hole to communicate and block the pump passage and the tank passage, and the spool is biased in a direction in which the pump passage and the tank passage communicate with each other. In addition, the first pressure chamber for applying the pressure on the pump side and the second pressure for applying the pressure that has passed through the throttle so as to urge the spool in a direction in which the pump passage and the tank passage are shut off. Pressure chamber and In the flow control valve comprising a,
A third pressure chamber into which a pressure for urging the spool in a direction in which the pump passage and the tank passage are cut off is introduced; and a pressure reducing mechanism for reducing the pressure in the third pressure chamber together with the current applied to the solenoid; Is provided.
As a result, when the solenoid or the electric system fails, the pressure in the third pressure chamber is not reduced, and the introduced pressure state is maintained. Accordingly, the pressure in the second pressure chamber and the third pressure chamber holds the spool in a state of blocking the tank passage and the pump passage against the pressure in the first pressure chamber. The oil can be allowed to flow into the passage without returning it.
The pressure in the third pressure chamber is reduced as the current applied to the solenoid of the pressure reducing mechanism increases. Therefore, the spool receives the pressures of the second and third pressure chambers and the pressure of the first pressure chamber, and the position of the spool is determined by the balance between these pressures, and the opening degrees of the pump passage and the tank passage are determined.
[0011]
The flow control valve according to claim 2 is the same as that according to claim 1, wherein the throttle is a variable throttle that increases the valve opening degree by following an increase in the differential pressure across the throttle. The flow rate through the throttle is Q = α (ΔP) 1/2 It is represented by Where α is the opening of the throttle and ΔP is the differential pressure before and after the throttle. When the throttle differential pressure ΔP increases and the throttle opening is constant, the flow rate Q is (ΔP). 1/2 Since it increases in proportion to In Increase in flow rate Q Is Few. As a result, when the throttle opening degree α is increased as the throttle front-rear differential pressure ΔP increases, the flow rate Q of the supply passage can be directly proportional to the throttle front-rear differential pressure ΔP.
[0012]
The flow rate control valve according to claim 3 is a valve that controls a flow rate passing through the throttle by adjusting a differential pressure across the throttle formed between the pressure source and the direction switching valve. A spool hole, a pump passage that opens to the spool hole and communicates with the pump side, a tank passage that opens to the spool hole, and a supply passage that communicates the direction switching valve with the pump passage through a throttle. The spool hole is slidably inserted into the spool hole to communicate and block the pump passage and the tank passage, and the spool is biased in a direction in which the pump passage and the tank passage communicate with each other. In addition, the first pressure chamber for applying the pressure on the pump side and the second pressure for applying the pressure that has passed through the throttle so as to urge the spool in a direction in which the pump passage and the tank passage are shut off. Pressure chamber and In the flow control valve, a piston that engages with the spool, and a pressure that urges the spool through the piston in a direction in which the pump passage and the tank passage are shut off are introduced. A pressure chamber, a fifth pressure chamber into which a pressure for urging the spool through the piston in a direction opposite to the pressure of the fourth pressure chamber is introduced, and the pressure of the fourth pressure chamber is applied by a solenoid A pressurizing mechanism that increases with current is provided. This eliminates the need for solenoids and electrical systems. Disturb Then, the pressurizing mechanism becomes inoperable and the pressure in the fourth pressure chamber is not increased. Accordingly, the pressure in the second and fifth pressure chambers keeps the spool in a state of blocking the tank passage and the pump passage against the pressure in the first pressure chamber, so that oil is returned from the pump passage to the tank passage. And oil can flow into the supply passage. The pressure in the fourth pressure chamber is increased as the applied current of the solenoid of the pressurizing mechanism increases. Accordingly, the pressures of the first pressure chamber and the second pressure chamber act against the spool. Further, the piston presses the spool by an amount corresponding to the differential pressure between the fourth pressure chamber and the fifth pressure chamber. The position of the spool is determined by the balance of the pressures, and the opening degrees of the pump passage and the tank passage are determined.
[0013]
In a flow control valve according to a fourth aspect of the present invention, the throttle according to the third aspect is a variable throttle that increases the valve opening degree by following the increase in the differential pressure across the throttle. The flow rate through the throttle is Q = α (ΔP) 1/2 It is represented by Where α is the opening of the throttle and ΔP is the differential pressure before and after the throttle. When the throttle differential pressure ΔP increases and the throttle opening is constant, the flow rate Q is (ΔP). 1/2 Since it increases in proportion to In Increase in flow rate Q Is Few. As a result, when the throttle opening α is increased along with the increase in the throttle front-rear differential pressure ΔP, the flow rate Q of the supply passage can be directly proportional to the throttle front-rear differential pressure ΔP.
[0014]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, an electromagnetic proportional flow control valve according to an embodiment of the present invention will be described with reference to FIGS. 1 to 3.
[0015]
First, a hydraulic circuit 1 in which the electromagnetic proportional flow control valve 3 of the present invention is used will be described with reference to FIG. In FIG. 1, reference numeral 1 denotes a hydraulic circuit, which includes a hydraulic pump 2, an electromagnetic proportional flow control valve 3, and a plurality of directional switching valves 4. The hydraulic pump 2 sucks the working fluid (oil) from the tank 6 and discharges it to the unload passage 7 (pump passage). The unload passage 7 is connected to each direction switching valve 4 and communicates with each other between the direction switching valves 4 and the tank passage 8. Further, the unload passage 7 branches into a pilot passage 9, a branch unload passage 7 </ b> A connected to the tank passage 8, and a supply passage 10 through a pressure reducing valve 27. The supply passage 10 is connected in parallel to the input side port 4 a of each direction switching valve 4. Each direction switching valve 4 includes two output ports 4b and 4c connected to each actuator (not shown), and a discharge port 4d connected to the tank passage 8. Each directional control valve 4 includes a neutral position (a position where the input side port 4a, the discharge side port 4d and the output side ports 4b and 4c are shut off), a switching position (a room and a supply passage on one side of each actuator). 10, a position where the other chamber of each actuator communicates with the tank passage 8), and a switching position (a communication between the one chamber of each actuator and the tank passage 8, and the other side of each actuator. And a position communicating with the supply passage 10). Each directional control valve 4 is controlled by electromagnetic proportional valves 4e and 4f through operation of an operation lever or through each branched pilot passage 9A branched from the pilot passage 9. The The position is switched to each of the above positions by the introduced pilot pressure.
[0016]
The electromagnetic proportional flow control valve 3 is provided in the flow control valve 15 provided between the unload passage 7 and the branch unload passage 7A, the electromagnetic proportional valve 16 connected to the pilot passage 9, and the supply passage 10. And a check valve 18 provided on the downstream side of the throttle 17. In the flow rate control valve 15, the pressure of the unload passage 7 (pressure on the pump side) is introduced into the first pressure chamber A on one side, and the pressure (throttle pressure) of the supply passage 10 on the second pressure chamber B on the other side. Is introduced). The other third pressure chamber C is connected to the pilot passage 9 and the tank passage 8 via an electromagnetic proportional valve 16. The flow rate control valve 15 is configured to add the sum of the pressure of the second pressure chamber B introduced from the supply passage 10, the pilot pressure of the third pressure chamber C introduced from the pilot passage 9 via the electromagnetic proportional valve 16, The passage opening degree of the unload passage 7 and the tank passage 8 is adjusted by the pressure relationship with the first pressure chamber A introduced from the load passage 7.
On the other hand, the electromagnetic proportional valve 16 adjusts the passage opening between the pilot passage 9 and the third pressure chamber C and the passage opening between the tank passage 8 and the third pressure chamber C, so that the third pressure chamber C Control the pressure.
[0017]
Reference numeral 24 is a relief valve, and 26 is a compensation valve. Reference numeral 27 denotes a pressure reducing valve, which reduces the pressure oil discharged from the hydraulic pump 2 and introduces it through the pilot passage 9 to the electromagnetic proportional valve 16 of the electromagnetic proportional flow control valve 3 and each direction switching valve 4.
[0018]
Next, a specific configuration of the electromagnetic proportional flow control valve 3 will be described with reference to FIG.
[0019]
In FIG. 2, reference numeral 30 denotes a valve body of the electromagnetic proportional flow control valve 3. A flow rate control valve 15, an electromagnetic proportional valve 16, and a check valve 18 are integrally incorporated in the valve body 30. Reference numeral 31 denotes a spool that constitutes the flow control valve 15, and is slidably fitted into a spool hole 32 that penetrates the valve body 30 in the longitudinal direction. One end of the spool 31 is engaged with a plug 33 attached to the valve body 30. The other end side of the spool 31 is in contact with the spring 15a. The spring 15 a is connected to a plug 34 installed in the spool hole 32. When It is stretched between the spool 31. The spring 15a biases the spool 31 toward one end. A third pressure chamber C is formed in the spool hole 32 between the spool 31 and the plug 34. The valve body 30 is formed with a branch unload passage 7 </ b> A that opens at the end of the spool hole 32 on the plug 33 side and communicates with the tank passage 8. An unload passage 7 is opened substantially at the center of the spool hole 32. The unload passage 7 is connected to the supply passage 10 via a check valve 18. The check valve 18 forms a variable throttle 17 by its opening. Further, the spool 31 blocks the branch unload passage 7A, the unload passage 7 and the feeder passage 36, and when the spool 31 moves, the branch unload passage 7A. When A first annular groove 31 a that connects the unload passage 7 is formed. As a result, the spool 31 forms a notch-shaped stop 28.
[0020]
A first pressure hole 41 that opens to one end side is formed in the spool 31. The first pressure hole 41 includes a small-diameter hole portion 41A and a large-diameter hole portion 41B that are gradually expanded from the communication hole 40, and the first pressure hole 41 is slidably inserted into the large-diameter hole portion 41B. First pressure with piston 42 Power Room A is partitioned. The first pressure chamber A is a small diameter hole 41 It communicates with the unload passage 7 via A and the communication hole 40. The first piston 42 is a spool Hole 32 abuts on a plug 33 attached to one end side of 32.
[0021]
A second pressure hole 46 that opens to the other end side is provided inside the spool 31. The second pressure chamber B is defined by the second piston 47 slidably inserted into the second pressure hole 46. The second piston 47 extends into the third pressure chamber C and abuts on the plug 34. The second pressure chamber B communicates with the supply passage 10 via a second pressure passage 20 formed in the spool 31 and a feed passage 36 formed in the valve body 30. Thereby, the pressure of the supply passage 10 is introduced into the second pressure chamber B. Each spool from the first pressure chamber A and the second pressure chamber B 3 The pressure receiving area of the pressure applied to 1 is almost the same. In addition, since the first pressure chamber A is formed on one end side of the spool 31 and the second pressure chamber B is formed on the other end side of the spool 31, the spool hole 32 can be formed without changing the outer diameter of the spool 31. Can be formed in diameter. Therefore, the spool hole 32 can be easily processed. The spring 15a always brings the spool 31 into contact with the plug 33 and presses the unload passage 7 and the branch unload passage 7A to a position where they are blocked.
[0022]
The check valve 18 is slidably inserted into a valve hole 50 that opens above the valve body 30 and communicates with the feeder passage 36 (supply passage 10), and protrudes into the feeder passage 36. A socket 52 that closes the opening of the valve hole 50 and partitions the hydraulic chamber K between the valve body 51 and the valve body 51 is provided. The valve body 51 is formed in a passage that connects the feeder passage 36 and the unload passage 7 with the spring force of the return spring 54 stretched between the spring receiving member 53 that is movably accommodated in the socket 52. The valve seat 55 is biased. Further, the valve body 51 is formed with a hole 56 that allows the fluid pressure chamber K and the feeder passage 36 (supply passage 10) to communicate with each other. The socket 52 is provided with an adjusting bolt / nut 57 that engages with the spring receiving member 53. The spring receiving member 53 is moved in the hydraulic chamber K by rotating the adjusting bolt / nut 57. Thus, the spring force of the return spring 54 can be adjusted.
Further, the valve body 51 is formed with a fixed throttle 51A that allows the unload passage 7 and the supply passage 10 to communicate with each other.
[0023]
The electromagnetic proportional valve 16 is attached to a stepped hole 60 that opens above the valve body 30 and communicates with the third pressure chamber C. The electromagnetic proportional valve 16 includes a valve body 61 disposed in a stepped hole 60 that constitutes a pressure reducing mechanism, and an electromagnetic proportional solenoid 22 that moves the valve body 61. The valve body 61 includes a guide plug 63 that is inserted into the stepped hole 60 and an actuator 64 that is slidably inserted into the guide plug 63. A pilot supply hole 66 that communicates with the pilot passage 9 and a tank discharge hole 67 that communicates with the tank passage 8 are opened in the guide plug 63 at predetermined intervals in the axial direction. On the other hand, the operating element 64 is formed with a liquid replenishment hole 68 that communicates with the pilot supply hole 66 when the electromagnetic solenoid 22 is demagnetized, and a liquid discharge hole 69 that communicates with the tank discharge hole 67 when the electromagnetic solenoid 22 is excited. Further, the actuator 64 is in contact with the moving shaft 22A of the electromagnetic proportional solenoid 22 attached to the valve body 30. In addition, a communication passage 21 that communicates the liquid supply hole 68 and the liquid discharge hole 69 with the third pressure chamber C is formed inside the actuator 64. The actuator 64 is connected to the guide plug 63. When Actuator 64 When The spring force of the valve spring 23 stretched between the two is normally biased toward the electromagnetic proportional solenoid 22 side, the liquid supply hole 68 opens to the pilot supply hole 66, and the liquid discharge hole 69 is the tank discharge hole 67. It is in the position where it is cut off from.
[0024]
Thus, although the electromagnetic proportional flow control valve 3 of this invention is comprised as mentioned above, next, the action | operation of this electromagnetic proportional flow control valve 3 is demonstrated based on FIG.1 and FIG.2.
[0025]
(A) First, the hydraulic pump 2 is operated to suck the working fluid (oil) from the tank 6 and discharge it to the unload passage 7. In order to control the flow rate of the discharge pressure oil of the hydraulic pump 2 supplied to each direction switching valve 4, the solenoid 22 of the electromagnetic proportional valve 16. In Adjust the applied current. For example, in order to decrease the flow rate sent to the supply passage 10, the current applied to the solenoid 22 is increased. As a result, the operating element 64 is slid downward in the state shown in FIG. 2, and the degree of opening of the liquid supply hole 68 (third pressure chamber C) with respect to the pilot supply hole 66 (pilot passage 9) is reduced, and the tank is discharged. The opening degree of the liquid discharge hole 69 (third pressure chamber C) with respect to the hole 67 (tank passage 8) is increased. Then, the hydraulic oil is returned from the hydraulic pump 2 to the communication passage 21 through the pilot passage 9 through the pilot supply hole 66, and returned from the communication passage 21 to the tank 6 through the liquid discharge hole 69 -tank discharge hole 67 and the tank passage 8. The pressure corresponding to the pressure difference from the pressurized oil is introduced into the third pressure chamber C. The pressure introduced into the third pressure chamber C decreases from before the current applied to the solenoid 22 is increased, and acts on the other end side of the spool 31.
[0026]
Moreover, the discharge pressure oil from the hydraulic pump 2 is the first pressure. Hole 41 Is introduced into the first pressure chamber A, and the pressure of the introduced discharge pressure oil acts on one end side of the spool 31. The pressure in the supply passage 10 is introduced into the second pressure chamber B through the feeder passage 36 and the second pressure passage 20, and the pressure in the supply passage 10 acts on the other end side of the spool 31.
[0027]
The position of the spool 31 is determined by a balance between the first pressure chamber A, the pressure of the second pressure chamber B facing the first pressure chamber A, the pressure of the third pressure chamber C, and the spring force of the spring 15a. Therefore, when the pressure in the third pressure chamber C decreases, the pressure in the first pressure chamber A spools toward the plug 34 against the pressure in the third pressure chamber C, the pressure in the first pressure chamber B, and the spring force of the spring 15a. 31 is moved. Therefore, the restriction between the unload passage 7 and the tank passage 8 28 The valve opening degree of the hydraulic pump 2 increases and the discharge pressure oil of the hydraulic pump 2 introduced from the unload passage 7 is throttled. 28 The amount of escape to the tank 6 via the increases. As a result, the discharge pressure oil from the hydraulic pump 2 is supplied to the supply passage 10 through the check valve 18, and a part of this is restricted. 28 Since the tank passage 8 is released via the branch unload passage 7A, the flow rate of the pressure oil supplied from the supply passage 10 to each direction switching valve 4 of the multiple direction switching valve device 5 is reduced.
[0028]
Thus, the position of the spool 31 of the flow rate control valve 15 acts in the direction in which the pressure in the first pressure chamber A acting in the direction to open the branch unload passage 7A and the tank passage 8 and in the direction in which these are shut off. It is determined by balance with the sum of the pressure of the second pressure chamber B, the pressure of the third pressure chamber C, and the spring force of the spring 15a. Further, the pressure introduced into the third pressure chamber C is the degree of opening of the liquid replenishing hole 68 and the pilot supply hole 66, the liquid discharge hole 69 and the tank discharge hole 67 by the actuator 64 moved by excitation to the solenoid 22. And the degree of opening. Accordingly, the flow rate of the supply passage 10 is controlled by the movement amount of the actuator 64 that is moved by the excitation amount of the solenoid 22. As shown in FIG. 3, the current applied to the solenoid 22 and the flow rate pumped to the supply passage 10 decrease in proportion to the increase in current.
[0029]
Since the fixed throttle 51A is always in communication with the unload passage 7 and the supply passage 10, the flow rate Qmin (L / min) can be output even when the current is maximized. When the maximum power source is applied to the solenoid 22, it is pumped to the supply passage 10 to which the flow rate Qmin is supplied, so that fine adjustment of the applied current of the solenoid 22 is not required. If adjustment from a flow rate of 0 (L / min) is necessary, the fixed throttle 51A need not be provided.
[0030]
Further, when the load of each actuator connected to each direction switching valve 4 increases, the pressure against the load also increases, so the pressure in the supply passage 10 also increases. Then, the pressure in the second pressure chamber B communicating with the supply passage 10 via the feeder passage 36 increases, and the increased pressure in the second pressure chamber B becomes the pressure in the third pressure chamber C and the spring of the spring 15a. With the force, the spool 31 is moved toward the plug 33 so as to increase the volume of the second pressure chamber B against the pressure of the first pressure chamber A and decrease the volume of the first pressure chamber A. The opening degree of the throttle by the throttle 28 between the unload passage 7 and the tank passage 8 decreases.
[0031]
As a result, the pressure in the unload passage 7 also rises in response to the increase in the load of each actuator, and the valve body 51 of the check valve 18 also has a position where the unload passage 7 and the spring force of the return spring 54 are balanced. Since the valve opening degree with respect to the valve seat 55 is adjusted, the flow control valve is not affected by fluctuations in the load of each actuator. 15 Can send the flow rate determined by the moving amount of the actuator 64 moved by the excitation amount of the solenoid 22 to the supply passage 10.
[0032]
(B) In order to supply the total flow rate of the discharge pressure oil introduced from the hydraulic pump 2 to the flow rate control valve 15 via the unload passage 7 to the directional control valves 4 through the supply passage 10, the electromagnetic proportional valve 16 The solenoid 22 is demagnetized. As a result, the operating element 64 is slid toward the solenoid 22 by the spring force of the valve spring 23 to increase the degree of opening of the liquid supply hole 68 (third pressure chamber C) with respect to the pilot supply hole 66 (pilot passage 9). In addition, the tank discharge hole 67 (tank passage 8) and the liquid discharge hole 69 (third pressure chamber C) are blocked. As a result, a pressure substantially equal to the pilot pressure discharged from the pressure reducing valve 27 is introduced into the third pressure chamber C through the pilot passage 9 -the pilot supply hole 66 -the liquid supply hole 68 -the communication passage 21.
[0033]
At the same time, the discharge pressure oil of the hydraulic pump 2 is supplied to the andload passage 7 and the first pressure. Hole 41 The sum of the pressure of the third pressure chamber C, the pressure of the supply passage 10 supplied to the second pressure chamber B, and the spring force of the spring 15a is as follows. 1 It becomes larger than the pressure introduced into the pressure chamber A. As a result, the spool 31 is moved until its one end side 31A comes into contact with the plug 33 and is switched to a position where the unload passage 7 and the tank passage 8 are shut off, so that the hydraulic pressure is passed through the unload passage 7 check valve 18. The entire flow rate of the pressure oil discharged from the pump 2 is supplied to the supply passage 10, and is supplied from the supply passage 10 to each direction switching valve 4 of the multiple direction switching valve device 5.
[0034]
Thus, when the solenoid 22 of the electromagnetic proportional valve 16 is demagnetized, the operating element 64 is moved to the solenoid 22 side by the spring force of the valve spring 23 to shut off the tank passage 8 and the third pressure chamber C, thereby connecting the communication passage. 21, the position is switched to a position where the third pressure chamber C and the pilot passage 9 communicate with each other. For example, when a failure that causes the solenoid 22 to become inoperative occurs, the spring force of the valve spring 23 causes the above-described figure. By returning the operating element 64 to the state shown in FIG. 2, the discharge pressure oil of the hydraulic pump 2 is supplied to the pressure chamber C as a pilot pressure. Since the discharge pressure oil from the hydraulic pump 2 can be supplied from the unload passage 7 to the supply passage 10 through the check valve 18, the pressure oil is supplied from the supply passage 10 to the actuators via the direction switching valves 4. It can be supplied and the operating state can be maintained.
[0035]
(C) In order to return the entire flow rate of the discharge pressure oil introduced into the flow rate control valve 15 via the unload passage 7 (the amount of oil excluding Qmin when the throttle 51A is provided) to the tank passage 8, The current applied to the solenoid 22 of the solenoid proportional valve 16 is maximized, the operating element 64 is slid toward the spool 31, the pilot passage 9 and the third pressure chamber C are shut off, and the third pressure chamber C is tanked. Open to the passage 8. As a result, the pressure introduced into the third pressure chamber C is returned to the tank 6 through the liquid discharge hole 69-tank discharge hole 67 and the tank passage 8, so that the pressure in the third pressure chamber C is the same as the tank pressure. .
[0036]
At the same time, since the discharge pressure oil of the hydraulic pump 2 is introduced into the first pressure chamber A through the andload passage 7 and the first pressure hole 41, the pressure in the first pressure chamber A is changed to the second pressure chamber B. It becomes larger than the pressure of the supply passage 10 supplied to the pressure, the pressure of the third pressure chamber C, and the spring force of the spring 15a. As a result, the spool 31 is moved toward the plug 34 while increasing the volume of the first pressure chamber A and decreasing the volume of the second pressure chamber B, and the unload passage is passed through the annular groove 31a. 7 and the tank passage 8 are increased, and the total flow rate is increased between the annular groove 31a of the spool 31 and the spool hole 32 without opening the check valve 18 with the pressure oil discharged from the hydraulic pump 2. It is returned to the tank 6 through the branch unload passage 7A and the tank passage 8. Further, when the throttle 51A is provided, the flow rate Qmin flows into the supply passage 10 only through the throttle 51A.
[0037]
Next, a modification of the electromagnetic proportional flow control valve 103 in the embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. In addition, in the electromagnetic proportional flow control valve 103 of FIG. 4, since the code | symbol same as the electromagnetic proportional flow control valve 3 of FIG.1 and FIG.2 has the same structure, the description is abbreviate | omitted.
[0038]
In FIG. 4, the spool hole 32 formed in the valve main body 30 is formed with a large-diameter hole portion 32 </ b> A and a small-diameter hole portion 32 </ b> B that are gradually reduced in diameter from the approximate center toward the plug 33. The spool 31 includes a first small diameter portion 31B that engages with the small diameter hole portion 32B, a large diameter portion 31A that engages with the large diameter hole portion 32A, and a second small diameter portion 31C that is substantially the same diameter as the first small diameter portion 31B. Are sequentially formed. In the valve body 30, a large diameter hole portion 32C is formed continuously to the spool hole 32 in order to insert the large diameter portion 31A of the spool 31, and is formed toward the right side of FIG. A socket 75 is attached to the opening of the large-diameter hole 32C. A piston 79 is slidably inserted into the socket 75, and the piston 79 abuts against the spool 31 to partition the fifth pressure chamber E with the plug 34. Further, a guide member 76 that divides a second pressure chamber B and a fourth pressure chamber D, which will be described later, is inserted into the large diameter hole portion 32 </ b> C between the small diameter portion 31 </ b> C of the spool 31.
[0039]
The first pressure chamber A is formed between the large diameter hole portion 32 </ b> A and the small diameter hole portion 32 </ b> B of the spool hole 32 and communicates with the unload passage 7. The second pressure chamber B communicates with the supply passage 10 via the feeder passage 36. The fourth pressure chamber D is formed between the piston 79 and the spool 31 and is connected to the pilot supply hole 66 and the tank discharge hole 67 through the electromagnetic proportional valve 16. The fifth pressure chamber E is formed between the piston 79 and the plug 34 and always communicates with the pilot supply hole 66. A sliding hole 77 penetrating in the axial direction is formed in the spool 31, and the pressure of the fourth pressure chamber D is introduced to the plug 33 side and directly acts on the spool 31 of the fourth pressure chamber D. The pressure is cancelled.
[0040]
The actuator 64 of the electromagnetic proportional valve 16 (pressurizing mechanism) is attached to the solenoid 22 side at normal times (when the solenoid 22 is demagnetized) by the spring force of the valve spring 23 stretched in the stepped valve hole 60. As a result, the liquid supply hole 68 is blocked from the pilot supply hole 66, and the liquid discharge hole 69 opens to the tank discharge hole 67. The operating element 64 is formed with a communication passage 21 that opens to a tank discharge hole 67 located on the lower side and communicates with the hydraulic chamber.
[0041]
Thus, although the electromagnetic proportional flow control valve 103 which is a modification of this invention is comprised as mentioned above, next, the action | operation of this electromagnetic proportional flow control valve 103 is demonstrated based on FIG.
[0042]
(A) In order to reduce the amount of oil pumped through the supply passage 10, the solenoid 22 of the electromagnetic proportional valve 16 is used. In When the current to be applied is increased, the actuator 64 slides downward in FIG. 4, and the degree of opening of the liquid supply hole 68 with respect to the pilot supply hole 66 (pilot passage 9) is increased, so that the tank located on the lower side The opening degree of the liquid discharge hole 69 with respect to the discharge hole 67 (tank passage 8) decreases. Then, the hydraulic oil is returned from the hydraulic pump 2 to the communication passage 21 through the pilot passage 9 through the pilot supply hole 66, and returned from the communication passage 21 to the tank 6 through the liquid discharge hole 69 -tank discharge hole 67 and the tank passage 8. The pressure corresponding to the pressure difference of the pressurized oil is introduced into the fourth pressure chamber D. As a result, the pressure in the fourth pressure chamber D acts on the piston 79. Further, since the pilot pressure is always introduced into the fifth pressure chamber E, the piston 79 presses the spool 31 toward the plug 33 by the difference between the pressure in the fourth pressure chamber D and the pressure in the fifth pressure chamber E. To do.
[0043]
The discharge pressure oil from the hydraulic pump 2 is supplied from the unload passage 7 to the first pressure chamber A, and the pressure supplied to the first pressure chamber A acts on the spool 31. The pressure receiving area acting on the spool 31 is obtained by subtracting the cross-sectional area of the first small-diameter portion 31B from the cross-sectional area of the large-diameter portion 31A of the spool 31.
[0044]
Then, the pressure of the supply passage 10 is introduced into the second pressure chamber B, and the sum of the pressure of the second pressure chamber B, the pressing force of the piston 79 and the spring force of the spring 15a is smaller than the pressure of the first pressure chamber A. Then, the spool 31 has the above pressure and spring force. of Against the sum, it moves to the plug 34 side, and the opening degree of the throttle 28 between the unload passage 7 and the tank passage 8 increases. Further, the amount of oil that causes the discharge pressure oil of the hydraulic pump 2 introduced from the unload passage 7 to the supply passage 10 to escape to the tank 6 increases. The pressure receiving area acting on the spool 31 is obtained by subtracting the cross-sectional area of the second small-diameter portion 31C from the cross-sectional area of the large-diameter portion 32A of the spool 31. Therefore, the pressure receiving areas of the first pressure chamber A and the second pressure chamber B are substantially equal.
[0045]
As a result, the discharge pressure oil is supplied from the hydraulic pump 2 to the supply passage 10 through the check valve 18, but a part of this is released to the tank passage 8 through the throttle 28, so that each direction switching valve is supplied from the supply passage 10. The flow rate and pressure of the pressure oil supplied to 4 are reduced.
[0046]
Thus, the position of the spool 31 of the flow control valve 15 is such that the pressure in the first pressure chamber A acting in the direction in which the unload passage 7 and the tank passage 8 are communicated with each other and the second acting in the direction in which these are shut off. It is determined by the balance between the pressure in the pressure chamber B, the pressing force of the piston 79, and the sum of the spring force of the spring 15a. The pressing force of the piston 79 is determined by the pressure introduced into the fourth pressure chamber D and the pressure introduced into the fifth pressure chamber E. The pressure introduced into the fourth pressure chamber D is moved by the excitation of the solenoid 22. The relationship between the degree of opening of the liquid replenishment hole 68 with respect to the pilot supply hole 66 (pilot passage 9) and the degree of opening of the liquid discharge hole 69 with respect to the tank discharge hole 67 (tank passage 8) located on the lower side by the actuator 64. It is determined. Accordingly, the flow rate of the supply passage 10 is controlled by the movement amount of the actuator 64 that is moved by the excitation amount of the solenoid 22.
[0047]
(B) To supply the total flow rate of the discharge pressure oil introduced from the hydraulic pump 2 to the first pressure chamber A of the flow rate control valve 15 through the unload passage 7 to the directional control valves 4 through the supply passage 10. Demagnetizes the solenoid 22 of the electromagnetic proportional valve 16 to slide the operating element 64 toward the solenoid 22 by the spring force of the valve spring 23, thereby shutting off the fourth pressure chamber E with respect to the pilot passage 9, and The tank passage 8 and the liquid discharge hole 69 (fourth pressure chamber D) are opened. As a result, the fourth pressure chamber D has the same pressure as the tank 6. And the piston 79 piates the spool 31. lot The pressure is applied by the pressure difference between the passage 9 and the tank passage 8. As a result, the spool 31 is moved until one end of the spool 31 comes into contact with the plug 33, so that the unload passage 7 and the tank passage 8 are blocked. Further, the entire flow rate of the pressure oil discharged from the hydraulic pump 2 is supplied to the supply passage 10 and is supplied from the supply passage 10 to each direction switching valve 4.
[0048]
At this time, when a failure that causes the solenoid 22 to become inoperable occurs, the actuator 64 is returned to the state shown in FIG. 8 is communicated. Further, the fifth pressure chamber E always has a pilot passage 9. When Because of the communication, the piston 79 moves the spool 31 to the position shown in FIG.
[0049]
As a result, since the discharge pressure oil from the hydraulic pump 2 can be supplied from the unload passage 7 to the supply passage 10 through the check valve 18, the supply passage 10 can be supplied to the actuators via the direction switching valves 4. Pressure oil can be supplied and the operating state can be maintained.
[0050]
(C) To return the entire flow rate of the discharge pressure oil introduced from the unload passage 7 to the flow control valve 15 to the tank passage 8, the solenoid of the electromagnetic proportional valve 16 In With the maximum applied current, the actuator 64 is slid downward in FIG. 4 to open the liquid replenishing hole 68 to the pilot passage 9. Fully open The opening degree of the liquid discharge hole 69 with respect to the tank passage 8 located on the lower side Shut off Control the position to be. As a result, the fourth pressure chamber D becomes the pressure of the pilot passage 9, and the fourth pressure chamber D and the fifth pressure chamber E become the same pressure.
[0051]
Therefore, the force with which the piston 79 presses the spool 31 is lost, the spool 31 is moved to the plug 34 side, and the unload passage 7 and the tank passage 8 are brought into communication. The entire flow rate discharged from the hydraulic pump 2 is returned to the tank 6 and no oil is pumped through the supply passage 10.
[0052]
【The invention's effect】
Thus, according to the present invention,
In the flow control valve according to the first aspect, when the solenoid or the electric system breaks down, the pressure in the third pressure chamber is not reduced, and the introduced pressure state is maintained. Therefore, the pressure in the second pressure chamber and the third pressure chamber keeps the spool in a state of blocking the tank passage and the pump passage against the pressure in the first pressure chamber, so that the total flow rate discharged from the pump passage Can be pumped into the supply passage. Therefore, the influence by the failure of the solenoid or the like can be reduced, and the operation using the actuator can be continued even if the failure occurs.
[0053]
In the flow rate control valve of claim 2, in addition to the effect of claim 1, the flow rate Q of the supply passage is changed to the front-rear differential pressure ΔP by increasing the opening of the throttle as the front-rear differential pressure ΔP increases. It can be directly proportional. Therefore, the flow rate can be controlled according to the current applied to the solenoid.
[0054]
In the flow control valve of claim 3, there is no solenoid or electric system. Disturb Then, the pressurizing mechanism becomes inoperable, and the pressure in the fourth pressure chamber is maintained at the introduced pressure without being increased. Accordingly, the pressure in the second and fifth pressure chambers keeps the spool in a state of blocking the tank passage and the pump passage against the pressure in the first pressure chamber, so that the total flow rate discharged from the pump passage is supplied. Can be pumped into the passage. Therefore, the influence by the failure of the solenoid or the like can be reduced, and the operation using the actuator can be continued even if the failure occurs.
[0055]
In addition to the effect of the third aspect, in addition to the effect of the third aspect, the flow rate control valve of the fourth aspect increases the throttle opening and increases the throttle opening so that the flow rate Q in the supply passage is changed to the front / rear differential pressure ΔP of the throttle. It can be directly proportional. Therefore, the flow rate can be controlled according to the current applied to the solenoid.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a circuit diagram showing a hydraulic circuit in which an electromagnetic proportional flow control valve is used.
FIG. 2 is a cross-sectional view showing a configuration of an electromagnetic proportional flow control valve.
FIG. 3 is a graph showing the characteristics of the solenoid current and the flow rate through the supply passage.
FIG. 4 is a cross-sectional view showing a configuration of a modified example of the electromagnetic proportional flow control valve.
FIG. 5 is a cross-sectional view showing a configuration of a conventional flow control valve.
FIG. 6 is a graph showing the characteristics of the current of the solenoid and the flow rate flowing through the supply passage in the prior art.
[Explanation of symbols]
2 Pump (pressure source)
7 Unload passage ( pump aisle)
8 Tank passage
10 Supply passage
17 Aperture
22 Solenoid (pressure reduction mechanism, pressure mechanism)
30 Valve body
31 spool
32 Spool hole
64 Actuator (pressure reduction mechanism, pressure mechanism)
A First pressure chamber
B Second pressure chamber
C Third pressure chamber
D 4th pressure chamber
E 5th pressure chamber
