JP4023980B2

JP4023980B2 - Vehicle steering control device

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Publication number: JP4023980B2
Application number: JP2000112312A
Authority: JP
Inventors: 健一西海; 幸直中込
Original assignee: KYB Corp
Current assignee: KYB Corp
Priority date: 1999-05-11
Filing date: 2000-04-13
Publication date: 2007-12-19
Anticipated expiration: 2020-04-13
Also published as: JP2001026275A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、ホイールローダなどの産業用車両のステアリング制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
図５、６に従来の装置を示す。
図５に示すように、車両ａをフロントボディ１とリヤボディ２とに分割するとともに、これら両ボディ１、２をピン３によって回動自在に連結している。
上記リヤボディ２には、第１、２シリンダ４、５を固定するとともに、そのロッド先端を、フロントボディ１に回転自在に連結している。そして、第１シリンダ４のボトム側室６と第２シリンダ５のロッド側室９とを接続し、第１シリンダ４のロッド側室７と第２シリンダ５のボトム側室８とを接続している。
上記のように接続したので、第１シリンダ４のロッドが伸びると第２シリンダ５のロッドが縮み、第１シリンダ４のロッドが縮むと第２シリンダ５のロッドが伸びる。このように一対のシリンダ４、５を逆方向に作動させることによって、フロントボディ１を回動させるようにしている。
【０００３】
上記第１、２シリンダ４、５のボトム側室６、８には、図５に示すように、流路１０、１１を介して制御回路ｂを接続している。この制御回路ｂは、第１、２シリンダ４、５を制御するものである。
すなわち、第１、２ポンプＰ１、Ｐ２を、流量制御弁１２の第１、２ポンプポート１５、１６に接続している。また、この流量制御弁１２の第１供給ポート１７にメイン流路１３を接続し、第２供給ポート１８に、チェック弁１９を介してメイン流路１３を接続している。
【０００４】
上記流量制御弁１２は、図面右側のパイロット室１２ａに導いたパイロット圧の作用力およびスプリング２８のバネ力の合計した力と、図面左側のパイロット室１２ｂに導いたパイロット圧の作用力とがバランスする位置に停止する。そして、その停止した位置に応じて第１ポンプポート１５を第１供給ポート１７またはタンクポート２９に連通させ、第２ポンプポート１６を第２供給ポート１８またはキャリーオーバーポート３０に連通させる。
したがって、この流量制御弁１２は、第１ポンプＰ１の圧油をメイン流路１３またはタンクＴに分流し、第２ポンプＰ２の圧油をメイン流路１３またはブームシリンダなどの他のアクチュエータＡに分流する。
【０００５】
上記メイン流路１３には、メインバルブ１４のポート２０を接続している。
上記メインバルブ１４は、その第１ポート２１に上記流路１０を接続し、その第２ポート２２に上記流路１１を接続している。また、このメインバルブ１４のパイロットポート２３には、パイロットライン２４を介して流量制御弁１２のパイロット室１２ａに接続している。
【０００６】
上記パイロットライン２４は、メインバルブ１４の開度に応じて形成される絞りの下流側の圧力を、パイロット圧として流量制御弁１２のパイロット室１２ａに導くものである。一方、パイロット室１２ａと反対側のパイロット室１２ｂには、メインバルブ１４の上流側の圧力を、メイン流路１３に接続したパイロットライン２７を介して導くようにしている。
なお、上記パイロットライン２４、２７には、それぞれダンパオリフィス２５、２６を設けている。また、パイロットライン２４を、リリーフ弁ｒを介してタンクＴ側に接続している。
【０００７】
さらに、上記メインバルブ１４は、そのスプールにフィードバック機構Ｆを連係している。
このフィードバック機構Ｆは、図６に示すように、ハンドルｈの入力軸３１を、リンク部材３２の一端３３に回転自在に連係するとともに、リンク部材３２の他端３４には、出力軸３５を介して、メインバルブ１４のスプールを連係している。そして、リンク部材３２は、フロントフレーム１側に固定したピン３６を支点にして回転自在になっている。
【０００８】
このようにしたフィードバック機構Ｆは、ハンドルｈを回すと、その操舵方向に応じて入力軸３１が軸方向に移動し、それによってリンク部材３２がピン３６を支点に回転する。このようにリンク部材３２が回転すると、出力軸３５が軸方向に移動して、メインバルブ１４が切り換わる。
メインバルブ１４が切り換わると、その切り換わった方向に応じて、上記第１、第２シリンダ４、５が作動する。例えば、図５に示す中立位置から、左側位置に切り換わると、第１シリンダ４が伸びる一方で、第２シリンダ５が縮む。また、右側位置に切り換わると、第２シリンダ５が伸びる一方で、第１シリンダ４が縮む。このように第１、２シリンダ４、５が、互いに逆方向に動くことによって、フロントボディ１がピン３を支点に所定の方向に回動することとなる。
【０００９】
また、上記のようにフロントボディ１が回動すると、このフロントボディ１とともにピン３６が移動する。
そのため、例えば、所定の転舵位置で、ハンドルｈの回転を止めた場合、第１、２シリンダ４、５の作動により、フロントボディ１とともにピン３６が移動するが、入力軸３１を連係したリンク部材３２の一端３３側は、ハンドルＨによってその移動を規制される。
【００１０】
したがって、リンク部材３２は、その一端３３側を支点にして回転し、その他端３４側の位置を動かす。このようにリンク部材３２の他端３４側が動けば、出力軸３５が軸方向に移動する。つまり、ハンドルｈの回転を止めたときに、出力軸３５を軸方向に動かすことによって、メインバルブ１４のスプール位置を中立に復帰させるようにしている。そして、このようにメインバルブ１４を中立に復帰させることによって、フロントボディ１の回動をその位置で止めるようにしてる。
以上のように、フィードバック機構Ｆは、フロントボディ１の回動量をメインバルブ１４にフィードバックする機能を発揮する。
なお、メインバルブ１４にフィードバック機構Ｆを直接連係して、機械的にメインバルブ１４を切り換える構成にしてるため、ステアリングの感度を調節する場合には、ハンドルｈの操舵量に対するメインバルブ１４の切り換え量を調節することになる。
【００１１】
また、フロントボディ１を回動させるために、メインバルブ１４を切り換えると、その切り換え量に応じて決まる開度の絞りを構成する。そのため、このメインバルブ１４の前後に差圧が生じるが、その上流側の圧力がパイロットライン２７を介して流量制御弁１２のパイロット室１２ｂに導かれ、下流側の圧力がパイロットライン２４を介してパイロット室１２ａに導かれる。
【００１２】
したがって、流量制御弁１２は、メインバルブ１４前後の差圧を、スプリング２８のバネ力相当分に保ち、第１、２シリンダ４、５の負荷に係わらず、常に一定流量をシリンダ側に供給する。このようにして、フロントボディ１の回動速度を一定に保つようにしている。
なお、図５中、Ｒ１、Ｒ２はリリーフ弁であり、符号３７、３８はチェック弁である。
【００１３】
【発明が解決しようとする課題】
上記従来の装置では、ステアリングの感度を調節する場合、ハンドルｈの操舵量に対するメインバルブ１４の切り換え量を調節することになる。そして、ハンドルｈの操舵量に対するメインバルブ１４の切り換え量を調節するためには、フィードバック機構Ｆのリンク比を変える必要がある。
しかし、フィードバック機構Ｆは、メインバルブ１４とハンドルｈとを機械的に連係するものであるので、どうしてもレイアウト上の制約を受ける。その結果、自由にリンク比を変えることができず、所定のステアリング感度に設定することができないことがあった。
【００１４】
また、装置を取り付けようとする車種が異なる場合には、フィードバック機構Ｆのリンク部材３２などが他の機器に干渉して、それを組み付けることができないということもあった。
この発明の目的は、レイアウト上の制約を受けずに、ステアリングの感度を自由に調節することができ、かつ、取付自由度の高い車両用ステアリング制御装置を提供することである。
【００１５】
【課題を解決するための手段】
この発明は、ポンプと、このポンプに接続したメイン流路と、このメイン流路に接続したメインバルブと、このメインバルブに接続したシリンダとを備え、上記メインバルブの切り換え量に応じてポンプからシリンダに供給する流量を制御して、車両を転舵させる車両用ステアリング制御装置を前提とする。
【００１６】
第１の発明は、上記の装置を前提にしつつ、上記メイン流路から分岐させたパイロット圧通路と、このパイロット圧通路に接続するとともにハンドルを連係させたパイロットバルブと、車両の転舵角をフィードバックして、上記パイロットバルブの切り換え量を制御するフィードバック機構と、上記パイロットバルブに接続するとともに、その切り換え量に応じた開度の絞りを形成する差圧制御バルブと、この差圧制御バルブの上流側のパイロット圧を上記メインバルブの一方のパイロット室に導く第１パイロットラインと、差圧制御バルブの下流側のパイロット圧を上記メインバルブの他方のパイロット室に導く第２パイロットラインとを備えている。そして、上記メインバルブを、上記差圧制御バルブの前後に生じる差圧に応じて制御する構成にしたことを特徴とする。
【００１７】
第２の発明は、上記第１の発明における差圧制御バルブの下流側を、流路を介してメインバルブの上流側に接続し、差圧制御バルブからのパイロット流量を、メインバルブを介してシリンダに供給する構成にしたことを特徴とする。
第３の発明は、上記第１、２の発明において、パイロット圧通路を分岐させた位置より上流側のメイン流路に流量制御弁を接続するとともに、この流量制御弁の一方のパイロット室をメインバルブの下流側に接続し、流量制御弁の他方のパイロット室をメインバルブの上流側に接続したことを特徴とする。
第４の発明は、第３の発明において、流量制御弁の一方のパイロット室側に設けたスプリングと、このスプリングのイニシャル荷重を調節する調節機構とを備えたことを特徴とする。
【００１８】
第５の発明は、上記第１〜４の発明において、パイロット圧通路とタンクとを可変絞りを介して接続したことを特徴とする。
第６の発明は、上記第１〜５の発明において、第１、２パイロットラインに絞りをそれぞれ設けるとともに、これら絞りの前後を、チェック弁を備えた流路を介して接続し、各チェック弁は、差圧制御バルブ側からメインバルブのパイロット室側への流通のみを許容する構成にしたことを特徴とする。
第７の発明は、上記第１〜６の発明において、差圧制御バルブとメインバルブとを接続する流路に、メインバルブ側から差圧制御バルブ側への流れを規制するチェック弁を設けたことを特徴とする。
【００１９】
【発明の実施の形態】
図１に示す第１実施例は、従来フィードバック機構Ｆによって機械的に制御していたメインバルブを、パイロット圧によって切り換える構成にするとともに、このメインバルブ５３のパイロット圧を制御する手段として、パイロットバルブ４０と差圧制御バルブ４８とを用いている。その他の構成については、上記従来例とほとんど同じなので、従来例と同じ構成要素については同一の符号を付して、その詳細な説明を省略し、以下では、従来例との相違点について詳細に説明する。
【００２０】
図１に示す第１実施例は、流量制御弁１２に接続したメイン流路１３に、パイロット圧によって切り換わるメインバルブ５３を接続している。
また、上記メイン流路１３には、パイロット圧通路３９を接続し、このパイロット圧通路３９に、上記メインバルブ５３のパイロット圧を制御するためのパイロットバルブ４０を接続している。
上記パイロットバルブ４０は、そのスプールにフィードバック機構Ｆを接続し、このフィードバック機構Ｆを介して図示していないハンドルを連係している。このようにしたパイロットバルブ４０は、ハンドルを操舵することによって切り換わる構成にしている。
【００２１】
すなわち、上記パイロットバルブ４０は、非操舵時に中立を保ち、流入ポート４１を閉じるとともに、第１、２ポート４２、４３およびパイロットポート４４を、タンクポート４５に連通する。
一方、図示していないハンドルを右方向に回すと、パイロットバルブ４０が図面左側に切り換わり、流入ポート４１と第１ポート４２とを連通し、他のポートの連通を遮断する。
上記と反対に、ハンドルを左方向に回すと、パイロットバルブ４０が図面右側に切り換わり、流入ポート４１と第２ポート４３とを連通し、他のポートの連通を遮断する。
【００２２】
上記のようにしたパイロットバルブ４０は、その第１、２ポート４２、４３に、このパイロットバルブ４０によって制御する差圧制御バルブ４８を接続している。
この差圧制御バルブ４８は、その切り換え量に応じた開度の絞りを形成し、その絞りの前後に差圧を発生させるものである。
なお、この差圧制御バルブ４８の前後の差圧が、上記メインバルブ５３の切り換え量を制御するパイロット圧となるが、これについて以下に説明する。
上記差圧制御バルブ４８は、その第１ポート４９に流路４６を介してパイロットバルブ４０の第１ポート４２を接続し、その第２ポート５０に流路４７を介してパイロットバルブ４０の第２ポート４３を接続している。
また、この差圧制御バルブ４８の流出ポート５１には、流路５２を介してメインバルブ５３のパイロットポート５４を接続している。つまり、流路５２を介して差圧制御バルブ４８の下流側とメインバルブ５３の上流側とを接続している。
【００２３】
上記流路４６には、第１パイロットライン５５を接続し、この第１パイロットライン５５を差圧制御バルブ４８の一方のパイロット室４８ａとメインバルブ５３の一方のパイロット室５３ａとに接続している。また、上記流路４７には、第２パイロットライン５６を接続し、この第２パイロットライン５６を差圧制御バルブ４８の他方のパイロット室４８ｂとメインバルブ５３の他方のパイロット室５３ｂとに接続している。
そして、差圧制御バルブ４８を図面左側位置に切り換えると、その切り換え量に応じて形成された絞りの上流側の圧力が第１パイロットライン５５を介してメインバルブ５３のパイロット室５３ａに導かれ、絞りの下流側の圧力が第２パイロットライン５６を介してメインバルブ５３のパイロット室５３ｂに導かれる。
このようにメインバルブ５３の両パイロット室５３ａ、５３ｂに差圧制御バルブ４８前後のパイロット圧が導かれると、差圧に応じた分だけメインバルブ５３が図面左側位置に切り換わる。
上記と反対に差圧制御バルブ４８を図面右側位置に切り換えると、その切り換え量に応じて形成された絞りの上流側の圧力が第２パイロットライン５６を介してメインバルブ５３のパイロット室５３ｂに導かれ、絞りの下流側の圧力が第１パイロットライン５５を介してメインバルブ５３のパイロット室５３ａに導かれる。
そのため、メインバルブ５３が、差圧に応じた分だけ図面右側位置に切り換わる。
【００２４】
また、上記第１、２パイロットライン５５、５６には、それぞれダンパオリフィス５８、５９を設けるとともに、これらオリフィス５８、５９の前後を、チェック弁６０、６１を備えた流路を介してそれぞれ接続している。そして、上記流路４６、４７からメインバルブ５３のパイロット室５３ａ、５３ｂへのパイロット流量の供給を、チェック弁６０、６１を介して素早く行い、メインバルブ５３のパイロット室５３ａ、５３ｂからのパイロット流量を、ダンパオリフィス５８、５９を介して排出させる。
このようにすることによって、メインバルブ５３が急激に切り換わるのを規制して、切り換え時に生じるショックを防止している。
なお、前記従来例では、メインバルブにハンドルを連係させていたため、上記のようにダンパオリフィス５８、５９によってダンパー機能を発揮させると、ハンドルが重くなるという問題があったが、この第１実施例では、メインバルブ５３とハンドルとを直接連係させていないので、ハンドルｈが重くなったりしない。
【００２５】
上記メインバルブ５３のメインポート５７には、メイン流路１３を接続するとともに、このメイン流路１３にチェック弁６６を設けている。このチェック弁６６は、シリンダ側から圧油が逆流するのを防止する機能と、メインバルブ５３のパイロットポート５４とメインポート４７とが連通したときに、パイロットポート５４に接続した流路５２側のパイロット流量が、メインポート５７に接続したメイン流路１３側に逆流するのを規制する機能とを発揮するものである。
そして、上記流路５２と流量制御弁１２のパイロット室１２ａとをパイロットライン２４を介して接続し、このパイロットライン２４を介して図示していないシリンダの負荷圧を、流量制御弁１２のパイロット室１２ａに導く構成にしている。
【００２６】
上記のようにした第１実施例は、例えば、パイロットバルブ４０を図示する中立状態から図面左側に切り換えると、流入ポート４１と第１ポート４２とが連通し、このパイロットバルブ４０の第１ポート４２を介して流路４６に圧油が導かれる。この流路４６に導かれた圧油は、第１パイロットライン５５を介して差圧制御バルブ４８のパイロット室４８ａとメインバルブ５３のパイロット室５３ａとに導かれる。そのため、差圧制御バルブ４８およびメインバルブ５３には、図面右方向の力が作用して、これら差圧制御バルブ４８およびメインバルブ５３が図面左側に切り換わる。
【００２７】
上記のように差圧制御バルブ４８およびメインバルブ５３が図面左側に切り換われば、差圧制御バルブ４８では、第１ポート４９と流出ポート５１とが連通し、これらポート４９、５１の連通過程にその開度の絞りを形成する。また、メインバルブ５３では、パイロットポート５４と第１ポート２１とが連通する。
したがって、パイロット圧通路３９からのパイロット流量は、パイロットバルブ４０の流入ポート４１→第１ポート４２→流路４６→差圧制御バルブ４８の第１ポート４９→流出ポート５１→流路５２→メインバルブ５３のパイロットポート５４→第１ポート２１→流路１０を介してシリンダのボトム側室６に供給される。
【００２８】
このようにパイロット流量がシリンダ側に供給されて差圧制御バルブ４８に流れが生じると、差圧制御バルブ４８に形成された絞りの前後に差圧が生じる。そして、このとき、差圧制御バルブ４８の第１ポート４９が絞りの上流側となり、第２ポート５０が絞りの下流側となる。
そして、絞り上流側のパイロット圧が、第１ポート４９→流路４６→第１パイロットライン５５を介して差圧制御バルブ４８のパイロット室４８ａとメインバルブ５３のパイロット室５３ａとに導かれる。また、上記絞り下流側の圧力が、パイロット圧として第２ポート５０→流路４７→第２パイロットライン５６を介して差圧制御バルブ４８のパイロット室４８ｂとメインバルブ５３のパイロット室５３ｂとに導かれる。
【００２９】
したがって、差圧制御バルブ４８は、図面左側のパイロット室４８ａの作用力、図面右側のパイロット室４８ｂの作用力、およびセンタリングスプリング４８ｓ、４８ｓのバネ力がバランスする位置に停止する。また、メインバルブ５３は、図面左側のパイロット室５３ａの作用力、図面右側のパイロット室５３ｂの作用力、およびセンタリングスプリング５３ｓ、５３ｓのバネ力がバランスする位置に停止する。
そして、上記のように差圧制御バルブ４８の上流側のパイロット圧を図面左側のパイロット室４８ａ、５３ａに導き、絞り下流側のパイロット圧を図面右側のパイロット室４８ｂ、５３ｂに導いた場合には、差圧制御バルブ４８およびパイロットバルブ５３は、図面左側に切り換わる。
【００３０】
上記のようにメインバルブ５３が図面左側に切り換われば、そのメインポート５７と第１ポート２１とが連通し、タンクポートｔと第２ポート２２とが連通する。そのため、メイン流路１３を介して導かれた圧油がシリンダのボトム側室６に供給されて、シリンダのボトム側室８の圧油がタンクＴに排出される。
また、このときパイロットポート５４も第１ポート２１に連通しているので、流路５２からのパイロット流量も、シリンダのボトム側室６に供給される。
このようにして、図示していないフロントボディが右方向に回動することになる。
【００３１】
なお、上記メインバルブ５３は、それが中立位置からいずれかの方向に切り換わる場合、メインポート５７が第１ポート２１または第２ポート２２に連通する前に、パイロットポート５４が第１ポート２１または第２ポート２２に連通する構成にしている。このようにしたのは、差圧制御バルブ４８で発生させた差圧によってメインバルブ５３を制御する前に、メイン流路１３を介してポンプからの圧油がシリンダ側に供給されるのを防止するためである。
【００３２】
一方、図示していないハンドルを左方向に回してパイロットバルブ４０を図面右側に切り換えると、このパイロットバルブ４０の第２ポート４３を介して流路４７にパイロット流量が導かれる。この流路４７に導かれたパイロット流量は、第２パイロットライン５６を介して差圧制御バルブ４８のパイロット室４８ｂとメインバルブ５３のパイロット室５３ｂとに導かれる。そのため、差圧制御バルブ４８は図面右側に切り換わって、第２ポート５０と流出ポート５１とを連通し、その連通過程にその開度の絞りを形成する。また、メインバルブ５３では、そのパイロットポート５４と第２ポート２２とを連通する。
【００３３】
パイロット圧通路３９からのパイロット流量は、パイロットバルブ４０の流入ポート４１→第２ポート４３→流路４７→差圧制御バルブ４８の第２ポート５０→流出ポート５１→流路５２→メインバルブ５３のパイロットポート５４→第２ポート２２→流路１１を介してシリンダのボトム側室８に供給される。
そして、差圧制御バルブ４８の絞りの前後に差圧が生じ、第２ポート５０が絞りの上流側になり、第１ポート４９が絞りの下流側になる。そして、上記絞りの上流側のパイロット圧が、第２ポート５０→流路４７→第２パイロットライン５６を介して差圧制御バルブ４８のパイロット室４８ｂとメインバルブ５３のパイロット室５３ｂとに導かれる。また、上記絞りの下流側のパイロット圧が、第１ポート４９→流路４６→第１パイロットライン５５を介して差圧制御バルブ４８のパイロット室４８ａとメインバルブ５３のパイロット室５３ａとに導かる。
【００３４】
したがって、差圧制御バルブ４８は、両パイロット室４８ａ、４８ｂの作用力の差によって、図面右側位置に切り換わる。また、メインバルブ５３も、両パイロット室５３ａ、５３ｂの作用力の差によって、図面右側位置に切り換わる。
上記メインバルブ５３が図面右側に切り換われば、そのメインポート５７と第２ポート２２とが連通し、タンクポートｔと第１ポート２１とが連通する。したがって、メイン流路１３を介して導かれた圧油が、シリンダのボトム側室８に供給されて、シリンダのボトム側室６の圧油がタンクＴに排出される。
また、流路５２からのパイロット流量も、ボトム側室８に供給される。
このようにして、図示していないフロントボディが左方向に回動することになる。
【００３５】
そして、上記のように図示していないフロントボディが回動している場合、メイン流路１３側には、メインバルブ５３による絞りが形成され、パイロット圧通路３９には、パイロットバルブ４０と差圧制御バルブ４８とによる等価絞りが形成される。
そのため、第１、２ポンプＰ１、Ｐ２と図示していないシリンダとの間には、メイン流路１３の絞りの面積と、パイロット圧通路３９の絞りの面積とを合計した面積の絞りが形成されることになる。
そして、この合計した面積の絞りの上流側の圧力がパイロットライン２７を介して流量制御弁１２のパイロット室１２ｂに導かれ、絞りの下流側の圧力がパイロットライン２４を介して流量制御弁１２のパイロット室１２ａに導かれる。
【００３６】
したがって、流量制御弁１２は、上記合計した面積の絞り前後の差圧を一定に保つ機能を発揮し、図示していないシリンダ側の負荷に係わらず、シリンダ側に一定流量を常に供給する。このようにシリンダ側に常に一定流量の圧油を供給すれば、その作動速度も一定に保たれる。そして、このようにシリンダの作動速度が一定に保たれれば、フロントボディの回動速度が負荷によって遅くなったり速くなったりしない。
【００３７】
また、上記のようにフロントボディが回動した場合に、フィードバック機構Ｆがフィードバック機能を発揮して、パイロットバルブ４０を中立に復帰させると、このパイロットバルブ４０の流入ポート４１が閉じて、第１ポート４２、第２ポート４３、およびパイロットポート４４が、タンクポート４５に連通する。そのため、差圧制御バルブ４８の両パイロット室４８ａ、４８ｂとメインバルブ５３の両パイロット室５３ａ、５３ｂとがタンク圧となり、これら差圧制御バルブ４８およびメインバルブ５３が中立に戻る。したがって、図示していないフロントボディの回動が停止する。
【００３８】
この第１実施例によれば、差圧制御バルブ４８の前後に発生する差圧を、パイロット圧として用いて、メインバルブ５３を制御する構成にしている。
上記差圧制御バルブ４８は、そのスプールの形状、ストローク量、またはセンタリングスプリング４８ｓ、４８ｓのバネ力等を変更することにより、パイロットバルブ４０の切り換え量、すなわちハンドルの操舵量に対する第１、２ポート４９、５０の開くタイミングや、絞りの開度を調節できる。このようにハンドルの操舵量に対する差圧制御バルブ４８の第１、２ポート４９、５０の開くタイミングや、絞りの開度を調節できれば、所定の差圧を発生させるタイミングや、差圧の大きさも調節できる。
【００３９】
差圧制御バルブ４８によって差圧を発生させるタイミングや、その大きさを調節できれば、メインバルブ５３が切り換わるタイミングや、メインバルブ５３の切り換え量を自由に変えることができる。
そして、このようにメインバルブ５３が切り換わるタイミングや、メインバルブ５３の切り換え量を自由に変えることができれば、ステアリングの感度を自由に調節でき、車両の転舵特性も自由に設定することができる。
つまり、この第１実施例によれば、フィードバック機構Ｆのリンク比を変えずに、差圧制御バルブ４８の設定を調節することによって、最適なステアリング感度に設定することができる。
ただし、この場合、フィードバック機構Ｆのガタつきをなくして、パイロットバルブ４０のフィードバックの応答性を良くしておく必要がある。
【００４０】
また、フィードバック機構Ｆを、パイロットバルブ４０に連係し、メインバルブ５３にフィードバック機構Ｆを直接連係させない構成にしている。そのため、以下に説明する効果がある。
すなわち、メインバルブ５３は、第１、２シリンダ４、５の大きさに応じて大型化しやすいため、それを車両に取り付ける場合、取り付けスペースが限定されやすい。これに対してパイロットバルブ４０は、メインバルブ５３のように大型化しないので、その取り付け自由度が高い。この実施例では、このように取付自由度の高いパイロットバルブ４０に、フィードバック機構Ｆを連係させているので、このフィードバック機構やハンドルの取付位置も自由に選択できる。
以上のように、この実施例では、レイアウト上の制約が少なくなるので、装置を車両に組み付けるときに、他の機器への干渉を軽減できる。
【００４１】
図２に示した第２実施例は、上記第１実施例の流量制御弁１２のスプリング２８に、そのイニシャル荷重を調節するシリンダ６２と、このシリンダ６２を制御するコントローラ６３とを設けたものであり、その他の構成については上記第１実施例と全く同じである。
なお、上記シリンダ６２およびコントローラ６３が、この発明の調節機構を構成する。
【００４２】
この第２実施例によれば、シリンダ６２のロッドの位置をコントローラに６３によって調節して、スプリング２８のイニシャル荷重を調節することにより、流量制御弁１２の流量制御特性を変えることができる。
このように流量制御弁１２の流量制御特性を変えることができれば、メイン流路１３を介してシリンダ側に供給する流量も変えることができる。
したがって、作業状況に応じて、図示していないフロントボディの回動速度を速くしたり遅くしたりできる。
【００４３】
図３に示した第３実施例は、パイロット圧流路３９と排出流路６４とを可変絞りを６５介して連通したものであり、その他の構成については上記第１実施例と全く同じである。
この第３実施例によれば、パイロット圧通路３９内の圧力が急激に高くなったときに、その高圧を可変絞り６５を介してタンクＴに逃がすことができる。したがって、流量制御弁１２やパイロットバルブ４０が急に切り換わった場合等に、回路内に発生するサージ圧を防止することができる。
【００４４】
図４に示した第４実施例は、上記図１に示した第１実施例の差圧制御バルブ４８とメインバルブ５３とを接続する流路５２に、チェック弁６７を設けたものであり、その他の構成については全く同じである。
上記チェック弁６７は、差圧制御バルブ４８からメインバルブ５３への流通のみを許容し、メインバルブ５３から差圧制御バルブ４８への逆流を防止するものである。このようなチェック弁６７を設けた理由を以下に説明する。
【００４５】
例えば、車両ａが旋回走行している最中に、路面に凹凸などがあると、それを乗り越えるときにシリンダにショックが生じる。このショックによって、シリンダの圧力室内に瞬間的に大きな圧力が生じると、その圧力が流路５２を介して差圧制御バルブ４８に導かれて、差圧制御バルブ４８の前後の差圧が変動する。このように差圧制御バルブ４８前後の差圧が変動すれば、それによってメインバルブ５３の切り換え量も変動するので、シリンダの作動速度が変わってしまう。
つまり、シリンダにショックが生じる度に、メインバルブ５３の切り換え量が変化して、シリンダの制御が不安定になることがあった。
【００４６】
しかし、上記のように流路５２にチェック弁６７を設ければ、シリンダから差圧制御バルブ４８側に導かれる瞬間的な負荷圧を、チェック弁６７によって規制することができる。
そのため、シリンダにショックが生じても、差圧制御バルブ４８前後の差圧を保つことができ、メインバルブ５３の切り換え量が変動したりしない。
したがって、この第４実施例によれば、安定した制御が可能となる。
なお、上記チェック弁６７は、図２に示した第２実施例の流路５２に設けてもよく、図３に示した第３実施例の流路５２に設けてもよい。
【００４７】
【発明の効果】
第１の発明によれば、差圧制御バルブによって発生させた差圧を、パイロット圧としてメインバルブのパイロット室に導き、このパイロット圧によってメインバルブを切り換え制御する構成にしたので、フィードバック機構を調節しなくても、差圧制御バルブの設定さえ調節すれば、メインバルブが切り換わるタイミングや速度を自由に変えることができる。そして、このようにメインバルブが切り換わるタイミングや速度を自由に変えることができれば、ステアリング感度を自由に設定することができる。
また、レイアウト上の制約を受けにくいパイロットバルブにフィードバック機構を連係しているので、メインバルブの位置に係わらず、ハンドルを好きな位置に取り付けることもできる。
【００４８】
第２の発明によれば、パイロット圧通路側に分流させたパイロット流量も、シリンダに供給することができるので、パイロット流量が無駄にならない。
第３の発明によれば、負荷変動に係わらず、シリンダの作動速度を常に一定に保つことができる。したがって、一定の速度で車両を転舵させることができる。
第４の発明によれば、シリンダの作動速度を調節することができるので、車両の転舵速度を自由に変えることができる。
【００４９】
第５の発明によれば、回路内に発生するサージ圧を防止して、車両旋回時のショックを防止できる。
第６の発明によれば、メインバルブが急激に切り換わらないので、メインバルブを切り換える時に生じるショックを防止できる。
第７の発明によれば、シリンダのショックによって生じる瞬間的な負荷変動を、チェック弁によって差圧制御バルブ側に伝えないようにしたので、安定した制御ができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】第１実施例を示す回路図である。
【図２】第２実施例を示す回路図である。
【図３】第３実施例を示す回路図である。
【図４】第４実施例を示す回路図である。
【図５】従来例を示す回路図である。
【図６】フィードバック機構Ｆを示す図である。
【符号の説明】
４第１シリンダ
５第２シリンダ
１２流量制御弁
１３メイン流路
２８スプリング
３９パイロット圧通路
４０パイロットバルブ
４８差圧制御バルブ
５２流路
５３メインバルブ
５５第１パイロットライン
５６第２パイロットライン
６２この発明の調節機構を構成するシリンダ
６３この発明の調節機構を構成するコントローラ
６７チェック弁
Ｐ１第１ポンプ
Ｐ２第２ポンプ
Ｔタンク
Ｆフィードバック機構[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a steering control device for an industrial vehicle such as a wheel loader.
[0002]
[Prior art]
5 and 6 show a conventional apparatus.
As shown in FIG. 5, the vehicle a is divided into a front body 1 and a rear body 2, and both the bodies 1 and 2 are connected to each other by pins 3 so as to be rotatable.
The first and second cylinders 4 and 5 are fixed to the rear body 2, and the rod end is rotatably connected to the front body 1. The bottom side chamber 6 of the first cylinder 4 and the rod side chamber 9 of the second cylinder 5 are connected, and the rod side chamber 7 of the first cylinder 4 and the bottom side chamber 8 of the second cylinder 5 are connected.
Since the connection is made as described above, the rod of the second cylinder 5 contracts when the rod of the first cylinder 4 extends, and the rod of the second cylinder 5 extends when the rod of the first cylinder 4 contracts. Thus, the front body 1 is rotated by operating the pair of cylinders 4 and 5 in the opposite directions.
[0003]
As shown in FIG. 5, a control circuit b is connected to the bottom side chambers 6 and 8 of the first and second cylinders 4 and 5 through flow paths 10 and 11. The control circuit b controls the first and second cylinders 4 and 5.
That is, the first and second pumps P 1 and P 2 are connected to the first and second pump ports 15 and 16 of the flow control valve 12. Further, the main flow path 13 is connected to the first supply port 17 of the flow control valve 12, and the main flow path 13 is connected to the second supply port 18 via the check valve 19.
[0004]
The flow control valve 12 balances the total force of the pilot pressure applied to the pilot chamber 12a on the right side of the drawing and the spring force of the spring 28 and the pilot pressure applied to the pilot chamber 12b on the left side of the drawing. Stop where you want to go. Then, according to the stopped position, the first pump port 15 is communicated with the first supply port 17 or the tank port 29, and the second pump port 16 is communicated with the second supply port 18 or the carry over port 30.
Accordingly, the flow control valve 12 diverts the pressure oil of the first pump P1 to the main flow path 13 or the tank T, and the pressure oil of the second pump P2 to the main flow path 13 or another actuator A such as a boom cylinder. Divide.
[0005]
A port 20 of the main valve 14 is connected to the main flow path 13.
The main valve 14 has the flow path 10 connected to the first port 21 and the flow path 11 connected to the second port 22. Further, the pilot port 23 of the main valve 14 is connected to the pilot chamber 12 a of the flow control valve 12 through a pilot line 24.
[0006]
The pilot line 24 guides the pressure downstream of the throttle formed according to the opening degree of the main valve 14 to the pilot chamber 12a of the flow control valve 12 as a pilot pressure. On the other hand, the pressure on the upstream side of the main valve 14 is guided to the pilot chamber 12 b opposite to the pilot chamber 12 a through a pilot line 27 connected to the main flow path 13.
The pilot lines 24 and 27 are provided with damper orifices 25 and 26, respectively. Further, the pilot line 24 is connected to the tank T side via a relief valve r.
[0007]
Further, the main valve 14 has a feedback mechanism F linked to its spool.
As shown in FIG. 6, the feedback mechanism F links the input shaft 31 of the handle h to the one end 33 of the link member 32 so as to be rotatable, and the other end 34 of the link member 32 via the output shaft 35. Thus, the spool of the main valve 14 is linked. The link member 32 is rotatable about a pin 36 fixed to the front frame 1 side as a fulcrum.
[0008]
In the feedback mechanism F configured as described above, when the handle h is turned, the input shaft 31 moves in the axial direction according to the steering direction, whereby the link member 32 rotates about the pin 36 as a fulcrum. When the link member 32 rotates in this way, the output shaft 35 moves in the axial direction, and the main valve 14 is switched.
When the main valve 14 is switched, the first and second cylinders 4 and 5 are operated according to the switching direction. For example, when the neutral position shown in FIG. 5 is switched to the left position, the first cylinder 4 extends while the second cylinder 5 contracts. Further, when switching to the right position, the second cylinder 5 extends while the first cylinder 4 contracts. As described above, the first and second cylinders 4 and 5 move in directions opposite to each other, whereby the front body 1 rotates in a predetermined direction with the pin 3 as a fulcrum.
[0009]
When the front body 1 rotates as described above, the pin 36 moves together with the front body 1.
Therefore, for example, when the rotation of the handle h is stopped at a predetermined steering position, the pin 36 moves together with the front body 1 by the operation of the first and second cylinders 4 and 5, but the link that links the input shaft 31. The movement of the one end 33 side of the member 32 is restricted by the handle H.
[0010]
Therefore, the link member 32 rotates with the one end 33 side as a fulcrum, and moves the position on the other end 34 side. Thus, when the other end 34 side of the link member 32 moves, the output shaft 35 moves in the axial direction. That is, when the rotation of the handle h is stopped, the spool position of the main valve 14 is returned to neutral by moving the output shaft 35 in the axial direction. Then, by returning the main valve 14 to neutral as described above, the rotation of the front body 1 is stopped at that position.
As described above, the feedback mechanism F exhibits a function of feeding back the amount of rotation of the front body 1 to the main valve 14.
Since the main valve 14 is directly linked to the main valve 14 to mechanically switch the main valve 14, the amount of switching of the main valve 14 with respect to the steering amount of the steering wheel h is used when adjusting the steering sensitivity. Will be adjusted.
[0011]
Further, when the main valve 14 is switched in order to rotate the front body 1, an aperture with an opening determined according to the switching amount is configured. Therefore, a differential pressure is generated before and after the main valve 14, but the upstream pressure is guided to the pilot chamber 12 b of the flow control valve 12 through the pilot line 27, and the downstream pressure is transmitted through the pilot line 24. Guided to the pilot room 12a.
[0012]
Therefore, the flow rate control valve 12 maintains the differential pressure across the main valve 14 at an amount corresponding to the spring force of the spring 28, and always supplies a constant flow rate to the cylinder side regardless of the load on the first, second cylinders 4, 5. . In this way, the rotational speed of the front body 1 is kept constant.
In FIG. 5, R1 and R2 are relief valves, and numerals 37 and 38 are check valves.
[0013]
[Problems to be solved by the invention]
In the conventional apparatus described above, when adjusting the steering sensitivity, the switching amount of the main valve 14 with respect to the steering amount of the handle h is adjusted. In order to adjust the switching amount of the main valve 14 with respect to the steering amount of the handle h, it is necessary to change the link ratio of the feedback mechanism F.
However, since the feedback mechanism F mechanically links the main valve 14 and the handle h, there are inevitably restrictions on the layout. As a result, the link ratio cannot be freely changed, and the predetermined steering sensitivity may not be set.
[0014]
Further, when the vehicle model to which the device is to be attached is different, the link member 32 of the feedback mechanism F may interfere with other devices and cannot be assembled.
An object of the present invention is to provide a vehicle steering control device that can freely adjust steering sensitivity without being restricted in layout and that has a high degree of freedom in mounting.
[0015]
[Means for Solving the Problems]
The present invention includes a pump, a main flow path connected to the pump, a main valve connected to the main flow path, and a cylinder connected to the main valve. A vehicle steering control device that controls the flow rate supplied to the cylinder to steer the vehicle is assumed.
[0016]
The first invention presupposes the above-mentioned device, the pilot pressure passage branched from the main flow passage, the pilot valve connected to the pilot pressure passage and linked with the handle, and the turning angle of the vehicle. A feedback mechanism that controls the switching amount of the pilot valve by feedback, a differential pressure control valve that is connected to the pilot valve and forms a throttle with an opening degree corresponding to the switching amount, and a differential pressure control valve A first pilot line that guides an upstream pilot pressure to one pilot chamber of the main valve; and a second pilot line that guides a pilot pressure downstream of the differential pressure control valve to the other pilot chamber of the main valve. ing. The main valve is configured to be controlled according to a differential pressure generated before and after the differential pressure control valve.
[0017]
In the second invention, the downstream side of the differential pressure control valve in the first invention is connected to the upstream side of the main valve via a flow path, and the pilot flow rate from the differential pressure control valve is connected via the main valve. It is characterized in that it is configured to be supplied to the cylinder.
According to a third invention, in the first and second inventions, the flow control valve is connected to the main flow path upstream from the position where the pilot pressure passage is branched, and one pilot chamber of the flow control valve is connected to the main flow passage. It is connected to the downstream side of the valve, and the other pilot chamber of the flow control valve is connected to the upstream side of the main valve.
According to a fourth invention, in the third invention, a spring provided on one pilot chamber side of the flow control valve and an adjusting mechanism for adjusting an initial load of the spring are provided.
[0018]
According to a fifth invention, in the first to fourth inventions, the pilot pressure passage and the tank are connected via a variable throttle.
According to a sixth aspect of the present invention, in the first to fifth aspects of the present invention, the first and second pilot lines are provided with throttles, and the front and rear of these throttles are connected via a flow path provided with check valves. Is characterized in that only the flow from the differential pressure control valve side to the pilot chamber side of the main valve is allowed.
According to a seventh invention, in the first to sixth inventions, a check valve for restricting a flow from the main valve side to the differential pressure control valve side is provided in a flow path connecting the differential pressure control valve and the main valve. It is characterized by that.
[0019]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
In the first embodiment shown in FIG. 1, the main valve that has been mechanically controlled by the conventional feedback mechanism F is switched by the pilot pressure, and the pilot valve is used as a means for controlling the pilot pressure of the main valve 53. 40 and a differential pressure control valve 48 are used. Since the other configurations are almost the same as the conventional example, the same components as those in the conventional example are denoted by the same reference numerals, detailed description thereof is omitted, and the differences from the conventional example are described in detail below. explain.
[0020]
In the first embodiment shown in FIG. 1, a main valve 53 that is switched by a pilot pressure is connected to a main flow path 13 that is connected to a flow control valve 12.
A pilot pressure passage 39 is connected to the main flow path 13, and a pilot valve 40 for controlling the pilot pressure of the main valve 53 is connected to the pilot pressure passage 39.
The pilot valve 40 has a feedback mechanism F connected to the spool, and a handle (not shown) is linked via the feedback mechanism F. The pilot valve 40 thus configured is configured to be switched by steering the handle.
[0021]
That is, the pilot valve 40 remains neutral when not steered, closes the inflow port 41, and communicates the first, second ports 42, 43 and the pilot port 44 to the tank port 45.
On the other hand, when a handle (not shown) is turned to the right, the pilot valve 40 is switched to the left side of the drawing to connect the inflow port 41 and the first port 42 and to block communication of the other ports.
Contrary to the above, when the handle is turned counterclockwise, the pilot valve 40 is switched to the right side of the drawing to connect the inflow port 41 and the second port 43 and to block communication of other ports.
[0022]
In the pilot valve 40 configured as described above, a differential pressure control valve 48 controlled by the pilot valve 40 is connected to the first and second ports 42 and 43.
The differential pressure control valve 48 forms a throttle with an opening corresponding to the switching amount, and generates a differential pressure before and after the throttle.
The differential pressure before and after the differential pressure control valve 48 becomes a pilot pressure for controlling the switching amount of the main valve 53. This will be described below.
The differential pressure control valve 48 is connected to the first port 49 of the pilot valve 40 via the flow path 46 and to the second port 50 of the pilot valve 40 via the flow path 47. Port 43 is connected.
A pilot port 54 of the main valve 53 is connected to the outflow port 51 of the differential pressure control valve 48 via a flow path 52. That is, the downstream side of the differential pressure control valve 48 and the upstream side of the main valve 53 are connected via the flow path 52.
[0023]
A first pilot line 55 is connected to the flow path 46, and the first pilot line 55 is connected to one pilot chamber 48 a of the differential pressure control valve 48 and one pilot chamber 53 a of the main valve 53. . A second pilot line 56 is connected to the flow path 47, and the second pilot line 56 is connected to the other pilot chamber 48 b of the differential pressure control valve 48 and the other pilot chamber 53 b of the main valve 53. ing.
When the differential pressure control valve 48 is switched to the left side of the drawing, the pressure upstream of the throttle formed according to the switching amount is guided to the pilot chamber 53a of the main valve 53 via the first pilot line 55, The pressure on the downstream side of the throttle is guided to the pilot chamber 53 b of the main valve 53 through the second pilot line 56.
When the pilot pressures before and after the differential pressure control valve 48 are guided to the pilot chambers 53a and 53b of the main valve 53 in this way, the main valve 53 is switched to the left side of the drawing by an amount corresponding to the differential pressure.
On the contrary, when the differential pressure control valve 48 is switched to the right position in the drawing, the pressure upstream of the throttle formed in accordance with the switching amount is guided to the pilot chamber 53b of the main valve 53 through the second pilot line 56. Then, the pressure on the downstream side of the throttle is led to the pilot chamber 53 a of the main valve 53 via the first pilot line 55.
Therefore, the main valve 53 is switched to the right side position in the drawing by an amount corresponding to the differential pressure.
[0024]
The first and second pilot lines 55 and 56 are provided with damper orifices 58 and 59, respectively, and the front and rear of the orifices 58 and 59 are connected to each other through a flow path including check valves 60 and 61, respectively. ing. Then, the pilot flow from the flow passages 46 and 47 to the pilot chambers 53a and 53b of the main valve 53 is quickly performed via the check valves 60 and 61, and the pilot flow from the pilot chambers 53a and 53b of the main valve 53 is performed. Is discharged through damper orifices 58 and 59.
In this way, the sudden switching of the main valve 53 is restricted, and a shock that occurs at the time of switching is prevented.
In the conventional example, since the handle is linked to the main valve, there is a problem that if the damper function is exerted by the damper orifices 58 and 59 as described above, the handle becomes heavy. This first embodiment Then, since the main valve 53 and the handle are not linked directly, the handle h does not become heavy.
[0025]
The main flow path 13 is connected to the main port 57 of the main valve 53, and a check valve 66 is provided in the main flow path 13. This check valve 66 has a function of preventing the backflow of pressurized oil from the cylinder side, and the flow path 52 side connected to the pilot port 54 when the pilot port 54 and the main port 47 of the main valve 53 communicate with each other. The pilot flow rate exerts a function of restricting the flow back to the main flow path 13 connected to the main port 57.
The flow path 52 and the pilot chamber 12 a of the flow control valve 12 are connected via a pilot line 24, and the load pressure of a cylinder (not shown) is connected via the pilot line 24 to the pilot chamber of the flow control valve 12. 12a.
[0026]
In the first embodiment as described above, for example, when the pilot valve 40 is switched from the neutral state shown in the drawing to the left side of the drawing, the inflow port 41 and the first port 42 communicate with each other, and the first port 42 of the pilot valve 40 is connected. The pressure oil is guided to the flow path 46 via. The pressure oil guided to the flow path 46 is guided to the pilot chamber 48 a of the differential pressure control valve 48 and the pilot chamber 53 a of the main valve 53 via the first pilot line 55. Therefore, a force in the right direction of the drawing acts on the differential pressure control valve 48 and the main valve 53, and the differential pressure control valve 48 and the main valve 53 are switched to the left side of the drawing.
[0027]
As described above, when the differential pressure control valve 48 and the main valve 53 are switched to the left side in the drawing, the first port 49 and the outflow port 51 communicate with each other in the differential pressure control valve 48, and the communication process of these ports 49, 51 is performed. The aperture of the opening is formed. In the main valve 53, the pilot port 54 and the first port 21 communicate with each other.
Accordingly, the pilot flow rate from the pilot pressure passage 39 is as follows: inflow port 41 of pilot valve 40 → first port 42 → flow path 46 → first port 49 of differential pressure control valve 48 → outflow port 51 → flow path 52 → main valve 53 is supplied to the bottom chamber 6 of the cylinder via the pilot port 54 → the first port 21 → the flow path 10.
[0028]
Thus, when the pilot flow rate is supplied to the cylinder side and a flow occurs in the differential pressure control valve 48, a differential pressure is generated before and after the throttle formed in the differential pressure control valve 48. At this time, the first port 49 of the differential pressure control valve 48 is on the upstream side of the throttle, and the second port 50 is on the downstream side of the throttle.
Then, the pilot pressure on the upstream side of the throttle is guided to the pilot chamber 48 a of the differential pressure control valve 48 and the pilot chamber 53 a of the main valve 53 via the first port 49 → the flow path 46 → the first pilot line 55. Further, the pressure on the downstream side of the throttle is introduced as pilot pressure to the pilot chamber 48b of the differential pressure control valve 48 and the pilot chamber 53b of the main valve 53 via the second port 50 → channel 47 → second pilot line 56. It is burned.
[0029]
Therefore, the differential pressure control valve 48 stops at a position where the acting force of the pilot chamber 48a on the left side of the drawing, the acting force of the pilot chamber 48b on the right side of the drawing, and the spring force of the centering springs 48s and 48s are balanced. The main valve 53 stops at a position where the acting force of the pilot chamber 53a on the left side of the drawing, the acting force of the pilot chamber 53b on the right side of the drawing, and the spring force of the centering springs 53s and 53s are balanced.
When the pilot pressure on the upstream side of the differential pressure control valve 48 is led to the pilot chambers 48a and 53a on the left side of the drawing and the pilot pressure on the downstream side of the throttle is led to the pilot chambers 48b and 53b on the right side of the drawing as described above, The differential pressure control valve 48 and the pilot valve 53 are switched to the left side of the drawing.
[0030]
As described above, when the main valve 53 is switched to the left side of the drawing, the main port 57 and the first port 21 communicate with each other, and the tank port t and the second port 22 communicate with each other. Therefore, the pressure oil guided through the main flow path 13 is supplied to the cylinder bottom side chamber 6, and the pressure oil in the cylinder bottom side chamber 8 is discharged to the tank T.
At this time, since the pilot port 54 is also in communication with the first port 21, the pilot flow rate from the flow path 52 is also supplied to the bottom side chamber 6 of the cylinder.
In this way, the front body (not shown) rotates in the right direction.
[0031]
When the main valve 53 is switched in any direction from the neutral position, the pilot port 54 is connected to the first port 21 or the first port 21 before the main port 57 communicates with the first port 21 or the second port 22. It is configured to communicate with the second port 22. This is because the pressure oil from the pump is prevented from being supplied to the cylinder side through the main flow path 13 before the main valve 53 is controlled by the differential pressure generated by the differential pressure control valve 48. It is to do.
[0032]
On the other hand, when the pilot valve 40 is switched to the right side of the drawing by turning a handle (not shown) counterclockwise, the pilot flow rate is guided to the flow path 47 through the second port 43 of the pilot valve 40. The pilot flow rate guided to the flow path 47 is guided to the pilot chamber 48 b of the differential pressure control valve 48 and the pilot chamber 53 b of the main valve 53 via the second pilot line 56. Therefore, the differential pressure control valve 48 is switched to the right side of the drawing to communicate the second port 50 and the outflow port 51, and form a throttle with the opening degree in the communication process. In the main valve 53, the pilot port 54 and the second port 22 are communicated.
[0033]
The pilot flow rate from the pilot pressure passage 39 is as follows: the inflow port 41 of the pilot valve 40 → the second port 43 → the flow path 47 → the second port 50 of the differential pressure control valve 48 → the outflow port 51 → the flow path 52 → the main valve 53. It is supplied to the bottom side chamber 8 of the cylinder via the pilot port 54 → the second port 22 → the flow path 11.
A differential pressure is generated before and after the throttle of the differential pressure control valve 48, the second port 50 is on the upstream side of the throttle, and the first port 49 is on the downstream side of the throttle. Then, the pilot pressure upstream of the throttle is guided to the pilot chamber 48 b of the differential pressure control valve 48 and the pilot chamber 53 b of the main valve 53 via the second port 50 → the flow path 47 → the second pilot line 56. . The pilot pressure downstream of the throttle is guided to the pilot chamber 48 a of the differential pressure control valve 48 and the pilot chamber 53 a of the main valve 53 via the first port 49 → the flow path 46 → the first pilot line 55. .
[0034]
Therefore, the differential pressure control valve 48 is switched to the right side position in the drawing due to the difference in the acting force between the pilot chambers 48a and 48b. Further, the main valve 53 is also switched to the right side position in the drawing due to the difference in acting force between the pilot chambers 53a and 53b.
When the main valve 53 is switched to the right side of the drawing, the main port 57 and the second port 22 communicate with each other, and the tank port t and the first port 21 communicate with each other. Accordingly, the pressure oil introduced through the main flow path 13 is supplied to the cylinder bottom side chamber 8, and the pressure oil in the cylinder bottom side chamber 6 is discharged to the tank T.
A pilot flow rate from the flow path 52 is also supplied to the bottom side chamber 8.
In this way, the front body (not shown) rotates leftward.
[0035]
When the front body (not shown) rotates as described above, a throttle by the main valve 53 is formed on the main flow path 13 side, and the pilot pressure passage 39 and the differential pressure with the pilot valve 40 are formed. An equivalent throttle is formed by the control valve 48.
Therefore, a throttle having a total area of the throttle area of the main flow path 13 and the throttle area of the pilot pressure passage 39 is formed between the first and second pumps P1 and P2 and a cylinder (not shown). Will be.
Then, the pressure upstream of the throttle having the total area is guided to the pilot chamber 12b of the flow control valve 12 through the pilot line 27, and the pressure downstream of the throttle is supplied to the flow control valve 12 through the pilot line 24. Guided to the pilot room 12a.
[0036]
Therefore, the flow control valve 12 exhibits a function of keeping the differential pressure before and after the throttling of the total area constant, and always supplies a constant flow rate to the cylinder side regardless of the load on the cylinder side (not shown). In this way, if pressure oil with a constant flow rate is always supplied to the cylinder side, the operation speed is also kept constant. If the operating speed of the cylinder is kept constant in this way, the rotational speed of the front body does not slow down or increase due to the load.
[0037]
Further, when the front body rotates as described above, when the feedback mechanism F exhibits the feedback function and returns the pilot valve 40 to neutral, the inflow port 41 of the pilot valve 40 is closed, and the first valve is closed. The port 42, the second port 43, and the pilot port 44 communicate with the tank port 45. Therefore, the pilot chambers 48a and 48b of the differential pressure control valve 48 and the pilot chambers 53a and 53b of the main valve 53 become tank pressures, and the differential pressure control valve 48 and the main valve 53 return to neutral. Therefore, the rotation of the front body (not shown) is stopped.
[0038]
According to the first embodiment, the main valve 53 is controlled using the differential pressure generated before and after the differential pressure control valve 48 as the pilot pressure.
The differential pressure control valve 48 has first and second ports corresponding to the switching amount of the pilot valve 40, that is, the steering amount of the steering wheel, by changing the shape of the spool, the stroke amount, or the spring force of the centering springs 48s and 48s. The opening timing of 49, 50 and the opening of the aperture can be adjusted. Thus, if the opening timing of the first and second ports 49 and 50 of the differential pressure control valve 48 relative to the steering amount of the steering wheel and the opening of the throttle can be adjusted, the timing for generating a predetermined differential pressure and the magnitude of the differential pressure can also be adjusted. Can be adjusted.
[0039]
If the timing for generating the differential pressure by the differential pressure control valve 48 and the size thereof can be adjusted, the timing for switching the main valve 53 and the switching amount of the main valve 53 can be freely changed.
If the timing for switching the main valve 53 and the switching amount of the main valve 53 can be freely changed in this way, the sensitivity of the steering can be freely adjusted, and the turning characteristics of the vehicle can also be set freely. .
That is, according to the first embodiment, the optimum steering sensitivity can be set by adjusting the setting of the differential pressure control valve 48 without changing the link ratio of the feedback mechanism F.
However, in this case, it is necessary to eliminate the play of the feedback mechanism F and improve the feedback responsiveness of the pilot valve 40.
[0040]
Further, the feedback mechanism F is linked to the pilot valve 40, and the feedback mechanism F is not linked directly to the main valve 53. Therefore, there is an effect described below.
That is, the main valve 53 is likely to increase in size according to the size of the first, second cylinders 4 and 5, so that when the main valve 53 is attached to the vehicle, the installation space is likely to be limited. On the other hand, since the pilot valve 40 is not increased in size like the main valve 53, the degree of freedom of attachment is high. In this embodiment, since the feedback mechanism F is linked to the pilot valve 40 having a high degree of freedom of attachment, the attachment position of the feedback mechanism and the handle can be freely selected.
As described above, in this embodiment, since there are fewer restrictions on the layout, interference with other devices can be reduced when the apparatus is assembled to a vehicle.
[0041]
In the second embodiment shown in FIG. 2, a cylinder 62 for adjusting the initial load and a controller 63 for controlling the cylinder 62 are provided on the spring 28 of the flow control valve 12 of the first embodiment. In other respects, the configuration is exactly the same as in the first embodiment.
The cylinder 62 and the controller 63 constitute the adjusting mechanism of the present invention.
[0042]
According to the second embodiment, the flow control characteristic of the flow control valve 12 can be changed by adjusting the position of the rod of the cylinder 62 with the controller 63 and adjusting the initial load of the spring 28.
If the flow rate control characteristic of the flow rate control valve 12 can be changed in this way, the flow rate supplied to the cylinder side via the main flow path 13 can also be changed.
Therefore, the rotation speed of the front body (not shown) can be increased or decreased depending on the work situation.
[0043]
In the third embodiment shown in FIG. 3, the pilot pressure channel 39 and the discharge channel 64 are communicated with each other via a variable throttle 65, and the other configurations are the same as those in the first embodiment.
According to the third embodiment, when the pressure in the pilot pressure passage 39 suddenly increases, the high pressure can be released to the tank T via the variable throttle 65. Therefore, it is possible to prevent a surge pressure generated in the circuit when the flow control valve 12 or the pilot valve 40 is suddenly switched.
[0044]
In the fourth embodiment shown in FIG. 4, a check valve 67 is provided in the flow path 52 that connects the differential pressure control valve 48 and the main valve 53 of the first embodiment shown in FIG. Other configurations are exactly the same.
The check valve 67 allows only the flow from the differential pressure control valve 48 to the main valve 53 and prevents the back flow from the main valve 53 to the differential pressure control valve 48. The reason why such a check valve 67 is provided will be described below.
[0045]
For example, if there is unevenness on the road surface while the vehicle a is turning, a shock will occur in the cylinder when getting over it. When a large pressure is momentarily generated in the pressure chamber of the cylinder by this shock, the pressure is guided to the differential pressure control valve 48 through the flow path 52, and the differential pressure before and after the differential pressure control valve 48 fluctuates. . If the differential pressure before and after the differential pressure control valve 48 fluctuates in this way, the switching amount of the main valve 53 also fluctuates accordingly, so that the cylinder operating speed changes.
That is, every time a shock occurs in the cylinder, the switching amount of the main valve 53 changes, and the control of the cylinder may become unstable.
[0046]
However, if the check valve 67 is provided in the flow path 52 as described above, the instantaneous load pressure guided from the cylinder to the differential pressure control valve 48 side can be regulated by the check valve 67.
Therefore, even if a shock occurs in the cylinder, the differential pressure before and after the differential pressure control valve 48 can be maintained, and the switching amount of the main valve 53 does not fluctuate.
Therefore, according to the fourth embodiment, stable control is possible.
The check valve 67 may be provided in the flow path 52 of the second embodiment shown in FIG. 2, or may be provided in the flow path 52 of the third embodiment shown in FIG.
[0047]
【The invention's effect】
According to the first invention, the differential pressure generated by the differential pressure control valve is guided to the pilot chamber of the main valve as the pilot pressure, and the main valve is switched and controlled by this pilot pressure, so the feedback mechanism is adjusted. Even if it is not, the timing and speed at which the main valve is switched can be freely changed by adjusting only the setting of the differential pressure control valve. If the timing and speed at which the main valve is switched can be freely changed in this way, the steering sensitivity can be set freely.
In addition, since the feedback mechanism is linked to the pilot valve which is not easily restricted in layout, the handle can be attached to a desired position regardless of the position of the main valve.
[0048]
According to the second aspect of the present invention, the pilot flow rate divided to the pilot pressure passage side can also be supplied to the cylinder, so that the pilot flow rate is not wasted.
According to the third invention, the operating speed of the cylinder can always be kept constant regardless of the load fluctuation. Therefore, the vehicle can be steered at a constant speed.
According to the fourth aspect of the invention, since the cylinder operating speed can be adjusted, the turning speed of the vehicle can be freely changed.
[0049]
According to the fifth aspect of the invention, it is possible to prevent a surge pressure generated in the circuit and prevent a shock when the vehicle turns.
According to the sixth aspect, since the main valve does not switch suddenly, it is possible to prevent a shock that occurs when the main valve is switched.
According to the seventh aspect, since the instantaneous load fluctuation caused by the cylinder shock is not transmitted to the differential pressure control valve side by the check valve, stable control can be performed.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a circuit diagram showing a first embodiment.
FIG. 2 is a circuit diagram showing a second embodiment.
FIG. 3 is a circuit diagram showing a third embodiment.
FIG. 4 is a circuit diagram showing a fourth embodiment.
FIG. 5 is a circuit diagram showing a conventional example.
6 is a view showing a feedback mechanism F. FIG.
[Explanation of symbols]
4 First cylinder
5 Second cylinder
12 Flow control valve
13 Main flow path
28 Spring
39 Pilot pressure passage
40 Pilot valve
48 Differential pressure control valve
52 channels
53 Main valve
55 1st pilot line
56 Second pilot line
62 Cylinder constituting the adjusting mechanism of the present invention
63 Controller constituting the adjusting mechanism of the present invention
67 Check valve
P1 first pump
P2 Second pump
T tank
F feedback mechanism

Claims

A pump, a main flow path connected to the pump, a main valve connected to the main flow path, and a cylinder connected to the main valve are provided and supplied from the pump to the cylinder according to the switching amount of the main valve. In a vehicle steering control device for controlling a flow rate and turning a vehicle, a pilot pressure passage branched from the main flow path, a pilot valve connected to the pilot pressure passage and linked with a handle, A feedback mechanism that feeds back the turning angle to control the switching amount of the pilot valve, a differential pressure control valve that is connected to the pilot valve and forms a throttle with an opening corresponding to the switching amount, and the difference The pilot pressure upstream of the pressure control valve is introduced to one pilot chamber of the main valve. A first pilot line and a second pilot line that guides a pilot pressure downstream of the differential pressure control valve to the other pilot chamber of the main valve, and the main valve has a differential pressure generated before and after the differential pressure control valve. A vehicle steering control device characterized in that the control is performed in accordance with the vehicle.

The downstream side of the differential pressure control valve is connected to the upstream side of the main valve via a flow path, and the pilot flow from the differential pressure control valve is supplied to the cylinder via the main valve. The vehicle steering control device according to claim 1.

A flow control valve is connected to the main flow path upstream from the position where the pilot pressure passage is branched, and one pilot chamber of the flow control valve is connected to the downstream side of the main valve, and the other flow control valve is connected to the other flow path. 3. The vehicle steering control device according to claim 1, wherein the pilot chamber is connected to the upstream side of the main valve.

4. The vehicle steering control device according to claim 3, further comprising: a spring provided on one pilot chamber side of the flow control valve; and an adjustment mechanism for adjusting an initial load of the spring.

5. The vehicle steering control device according to claim 1, wherein the pilot pressure passage and the tank are connected via a variable throttle.

A throttle is provided in each of the first and second pilot lines, and before and after these throttles are connected via a passage provided with a check valve. Each check valve is connected from the differential pressure control valve side to the pilot chamber side of the main valve. The vehicle steering control device according to any one of claims 1 to 5, wherein only the distribution is allowed.

7. A check valve for regulating a flow from the main valve side to the differential pressure control valve side is provided in a flow path connecting the differential pressure control valve and the main valve. The vehicle steering control device according to claim.