JP4037308B2 - カウンタバランス弁 - Google Patents
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Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ブーム起伏用油圧シリンダやブーム伸縮用油圧シリンダ等のクレーン用の油圧シリンダに装備されるカウンタバランス弁に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
例えば、図４に示すような車両搭載型のクレーン１は、アウトリガ２を備えたベース４上にコラム６が旋回自在に設けられ、このコラム６の上端部に伸縮するブーム７が起伏自在に枢支されている。
コラム６にはウインチ１１が設けられており、このウインチからワイヤロープ１２をブーム７の先端部に導いて、ブーム７の先端部の滑車（図示略）を介して吊荷用のフック１３に掛回すことにより、フック１３をブーム７の先端部から吊下している。
【０００３】
このクレーン１では、コラム６の旋回、ブーム７の起伏と伸縮、及びウインチ１１の巻上巻下の作動を行うための油圧アクチュエータとして、旋回用油圧モータ５、ブーム起伏用油圧シリンダ９、ブーム伸縮用油圧シリンダ８、及びウインチ用油圧モータ１０を備えている。
旋回用油圧モータ５、ブーム起伏用油圧シリンダ９、ブーム伸縮用油圧シリンダ８、及びウインチ用油圧モータ１０は、切換制御弁装置３の操作レバー１４を操作することにより作動させる。
【０００４】
図５に示すように、ブーム起伏用油圧シリンダ９やブーム伸縮用油圧シリンダ８等のクレーン用の油圧シリンダＣには、カウンタバランス弁Ａが装備されており、油圧ポンプＤから吐出された作動油は切換制御弁装置３を構成する各切換制御弁Ｂからカウンタバランス弁Ａを介して各油圧シリンダＣに供給される。
従来のカウンタバランス弁Ａは、図５、及び図６に示すように、弁本体Ａ０とマニホールドＧとからなり、弁本体Ａ０は、切換制御弁Ｂから伸油路Ｂ１が接続される伸長側一次ポートＡ１と、マニホールドＧの伸長側ポートＧ３を介して油圧シリンダＣの伸長側油室Ｃ1 に接続される伸長側二次ポートＡ２とを有している。
【０００５】
また、マニホールドＧは、切換制御弁Ｂから縮油路Ｂ２が接続される縮小側一次ポートＧ１と 油圧シリンダＣの縮小側油室Ｃ２に接続される縮小側二次ポートＧ２とを有している。
伸長側一次ポートＡ１と伸長側二次ポートＡ２間の正流油路Ａ４内には逆止弁Ａ５が設けられており、伸長側一次ポートＡ１と伸長側二次ポートＡ２間の逆流油路Ａ９内には、メインスプールＡ６と絞りＡ８とが設けられている。
【０００６】
メインスプールＡ６はスプリングＡ１０で常時閉側（図上、左側）へ付勢されており、パイロットポートＡ３からパイロット油路Ａ１１を経て供給されるパイロット圧油によってスプリングＡ１０の付勢力に抗して開側に移動するようになっている。パイロットポートＡ３はマニホールドＧの縮小側一次ポートＧ１と接続されており、パイロット油路Ａ１１の途中には絞りＡ７が設けられている。
【０００７】
油圧ポンプＤの吐出油路Ｄ１とタンクＥへの戻り油路Ｅ１との間にはリリーフ弁Ｆが設けられている。
油圧シリンダＣが伸長する場合には、油圧ポンプＤから吐出された作動油が切換制御弁Ｂから伸油路Ｂ１を通って伸長側一次ポートＡ１に入り、逆止弁Ａ５を開側（図６上、左側）へ押し、伸長側二次ポートＡ２からマニホールドＧの伸長側ポートＧ３経て油圧シリンダＣの伸長側油室Ｃ１に供給される。
【０００８】
油圧シリンダＣの縮小側油室Ｃ２内の作動油は、マニホールドＧの縮小側二次ポートＧ２、縮小側一次ポートＧ１、縮油路Ｂ２、切換制御弁Ｂを経てタンクＥへ流出する。これにより、ピストンロッドＣ３が伸出し、シリンダＣが伸長する。
油圧シリンダＣが縮小する場合には、油圧ポンプＤから吐出された作動油が切換制御弁Ｂから縮油路Ｂ２を通ってマニホールドＧの縮小側一次ポートＧ１に入り、縮小側二次ポートＧ２を経て油圧シリンダＣの縮小側油室Ｃ２に供給される。
【０００９】
これと同時にパイロットポートＡ３からパイロット油路Ａ１１を経てメインスプールＡ６にパイロット圧油が供給され、スプリングＡ１０の付勢力に抗してメインスプールＡ６を開側に移動させるので、逆流油路Ａ９が開となり伸長側一次ポートＡ１と伸長側二次ポートＡ２とが連通する。
油圧シリンダＣの伸長側油室Ｃ１内の作動油はマニホールドＧの伸長側ポートＧ３、伸長側二次ポートＡ２、絞りＡ８、伸長側一次ポートＡ１、伸油路Ｂ１、切換制御弁Ｂを経てタンクＥへ流出する。これにより、油圧シリンダＣが縮小する。
【００１０】
油圧シリンダＣが縮小するとき、伸長側油室Ｃ１内から流出する作動油は、パイロット油路Ａ１１からメインスプールＡ６に供給されるパイロット圧油の圧力、即ち油圧ポンプＤの吐出圧力に応じて開放されていたので、油圧シリンダＣに作用する負荷の大小とは無関係であり、カウンタバランス弁Ａの開放圧力、油圧シリンダＣの縮小時の作動速度は常に一定であった（特許文献１参照）。
【００１１】
【特許文献１】
実開昭５９−４７１６７号公報（第１図）
【００１２】
【発明が解決しようとする課題】
例えば、油圧シリンダＣが、図４のクレーン１のブーム起伏用シリンダ９である場合、重荷重を吊りあげているときや、ブーム７を伸長させた状態で作業しているときに、高速でブーム７を倒伏させると、ブーム７の倒伏に伴う作業半径の増加によるモーメント増大と、倒伏運動による慣性とが加わり、クレーン１を搭載している車両が転倒する事故につながつるおそれがある。
【００１３】
このように、油圧シリンダＣに作用する負荷が大きい場合、高速で油圧シリンダＣを縮小させると危険な場合があるため、油圧シリンダＣに作用する負荷が大きい場合には、低速でしか縮小できないようにしておくことが望ましい。
本発明はカウンタバランス弁における上記問題を解決するものであって、油圧シリンダに作用する負荷が大きい場合、縮小速度を低速にすることのできるカウンタバランス弁を提供することを目的とする。
【００１４】
【課題を解決するための手段】
本発明は、作動油の供給切換制御弁に接続される伸長側一次ポートと、油圧シリンダの伸長側油室に接続される伸長側二次ポートと、切換制御弁に接続される縮小側一次ポートと、油圧シリンダの縮小側油室に接続される縮小側二次ポートとを有し、伸長側一次ポートと伸長側二次ポート間の正流油路内に逆止弁を設け、伸長側一次ポートと伸長側二次ポート間の逆流油路内に、常時閉側へ付勢され縮小側一次ポートに接続されたパイロットポートから供給されるパイロット圧油によって開側に移動するメインスプールを設けたカウンタバランス弁において、縮小時に、油圧シリンダに作用する負荷に応じて、油圧シリンダの縮小側油室への作動油の供給量を制限する流量制御弁を備えることにより上記課題を解決している。
【００１５】
本発明のカウンタバランス弁は、縮小時に、油圧シリンダに作用する負荷が大きい場合には、流量制御弁が油圧シリンダの縮小側油室への作動油の供給量を制限し、伸長側油室からの作動油の流出を少なくするので、油圧シリンダを低速で縮小させることができる。油圧シリンダに作用する負荷が小さい場合には、油圧シリンダを高速で縮小させる。
【００１６】
流量制御弁に、縮小時に油圧シリンダに作用する負荷に応じて、縮小側一次ポートに供給された作動油の一部を戻り油路へ流出させる開放スプールを設ければ、開放スプールを開いて縮小側一次ポートに供給された作動油の一部を戻り油路へ流出させることにより、油圧シリンダの縮小側油室への作動油の供給量を制限することができる。
【００１７】
流量制御弁に、縮小時に油圧シリンダに作用する負荷に応じて、開放スプールの閉側への付勢力を低減させるピストンを設けると、油圧シリンダに作用する負荷に応じた開放スプールの開閉を確実に行うことができる。
流量制御弁のピストンの開側油室と閉側油室の受圧面積比を、油圧シリンダの伸長側油室と縮小側油室の受圧面積比に等しくすれば、シリンダに発生する差圧とピストンに発生する差圧を等しくすることができ、油圧シリンダに作用する負荷に適正に対応した縮小速度制御が可能となる。
【００１８】
【発明の実施の形態】
図１は、本発明の実施の一形態であるカウンタバランス弁を装備した油圧シリンダの油圧回路図、図２はカウンタバランス弁の弁本体の構成を示す断面図、図３は流量制御弁の構成を示す断面図である。
このカウンタバランス弁Ａは、弁本体Ａ０とマニホールドＧと流量制御弁Ｊとを備えている。
【００１９】
弁本体Ａ０は、切換制御弁Ｂから伸油路Ｂ１が接続される伸長側一次ポートＡ１と、マニホールドＧの伸長側ポートＧ３を介して油圧シリンダＣの伸長側油室Ｃ１に接続される伸長側二次ポートＡ２とを有している。
また、マニホールドＧは、切換制御弁Ｂから縮油路Ｂ２が接続される縮小側一次ポートＧ１と、油圧シリンダＣの縮小側油室Ｃ２に接続される縮小側二次ポートＧ２とを有している。
【００２０】
伸長側一次ポートＡ１と伸長側二次ポートＡ２間の正流油路Ａ４内には逆止弁Ａ５が設けられており、伸長側一次ポートＡ１と伸長側二次ポートＡ２間の逆流油路Ａ９内には、メインスプールＡ６と絞りＡ８とが設けられている。
メインスプールＡ６はスプリングＡ１０で常時閉側（図上、左側）へ付勢されており、パイロットポートＡ３からパイロット油路Ａ１１を経て供給されるパイロット圧油によってスプリングＡ１０の付勢力に抗して開側に移動するようになっている。パイロットポートＡ３はマニホールドＧの縮小側一次ポートＧ１と接続されており、パイロット油路Ａ１１の途中には絞りＡ７が設けられている。
【００２１】
油圧ポンプＤの吐出油路Ｄ１とタンクＥへの戻り油路Ｅ１との間にはリリーフ弁Ｆが設けられている。
流量制御弁Ｊは、マニホールドＧの縮小側一次ポートＧ１に接続される流量制御一次ポートＪ１と、伸油路Ｂ１に接続される流量制御二次ポートＪ２と、マニホールドＧの伸長側ポートＧ３に接続される流量制御パイロットポートＪ３とを有している。
【００２２】
流量制御弁Ｊの流量制御一次ポートＪ１と流量制御二次ポートＪ２との間には、開放スプールＪ４が設けられている。開放スプールＪ４は中空筒状であり、一端部（図３上、上端部）にフランジ状のストッパＪ１４が形成されている。この開放スプールＪ４内にはピストンＪ１０のロッドＪ１３が摺動自在に挿通されており、ロッドＪ１３の先端部（図３上、上端部）には、開放スプールＪ４に係合する係合部Ｊ１５が設けられている。
【００２３】
ストッパＪ１４上には、開放スプールＪ４を閉側へ付勢するスプリングＪ１２が設けられており、係合部Ｊ１５上には、係合部Ｊ１５を開放スプールＪ４に当接させ、且つ開放スプールＪ４を閉側へ付勢するスプリングＪ１１が設けられている。
開放スプールＪ４の他端部（図３上、下端部）とピストンＪ１０の閉側油室Ｊ８とはパイロット油路Ｊ１６で流量制御一次ポートＪ１に連通している。ピストンＪ１０の開側油室Ｊ９はパイロット油路Ｊ１７で流量制御パイロットポートＪ３に連通している。パイロット油路Ｊ１７には絞りＪ５が設けられており、絞りＪ５と開側油室Ｊ９との間には、絞りＪ６と逆止弁Ｊ７とが並列に設けられている。
【００２４】
上記構成により、開放スプールＪ４は、通常スプリングＪ１１、Ｊ１２で付勢され、さらにピストンＪ１０の閉側油室Ｊ８のパイロット圧油による推力で閉側に押し下げられている。スプリングＪ１１、Ｊ１２の付勢力は、開放スプールＪ４が流量制御一次ポートＪ１から流入するパイロット圧油による推力だけでは開放されないよう、アジャストスクリューＪ１８、Ｊ１９で調整されている。
【００２５】
ピストンＪ１０の開側油室Ｊ９のパイロット圧油による推力でピストンＪ１０が押し上げられ、ロッドＪ１３の係合部Ｊ１５が上昇すると、スプリングＪ１１の付勢力は開放スプールＪ４に作用しなくなる。
ピストンＪ１０の開側油室Ｊ９は、流量制御パイロットポートＪ３、伸長側ポートＧ３を介してシリンダＣの伸長側油室Ｃ１と連通しているため、伸長側油室Ｃ１内の油圧の増減により開側油室Ｊ９内の油圧も増減する。
【００２６】
パイロット油路Ｊ１７に設けられている絞りＪ５と絞りＪ６と逆止弁Ｊ７とは、開側油室Ｊ９内へのパイロット圧油の流入時より流出時の流量抵抗を大とする。この流量抵抗の差により、シリンダＣが縮小している状態でシリンダＣにかかる負荷が高速周期で変動したとき、シリンダＣの伸長側油室Ｃ１に発生する圧油の脈動により、ピストンＪ１０、ロッドＪ１３がチャタリングを起こすことで開放スプールＪ４の閉側への付勢力を変動させ、開放スプールＪ４がチャタリングし、パイロット油路Ｊ１６のパイロット圧油が脈動し、流量制御一次ポートＪ１、パイロットポートＡ３、パイロット油路Ａ１１にて接続されたメインスプールＡ６もチャタリングを引き起こす、シリンダＣの縮小作動時のチャタリング現象を防止する。
【００２７】
ピストンＪ１０の閉側油室Ｊ８は、流量制御一次ポートＪ１、縮小側二次ポートＧ２を介してシリンダＣの縮小側油室Ｃ２と連通しているため、縮小側油室Ｃ２内の油圧の増減により閉側油室Ｊ８内の油圧も増減する。
ピストンＪ１０の開側油室Ｊ９と閉側油室Ｊ８の受圧面積比は、油圧シリンダＣの伸長側油室Ｃ１と縮小側油室Ｃ２の受圧面積比と等しくなっており、シリンダＣに発生する差圧とピストンＪ１０に発生する差圧は等しくなる。
【００２８】
ここで、シリンダＣの負荷が小さいとき、伸長側油室Ｃ１内の油圧は低いため、伸長側油室Ｃ１と縮小側油室Ｃ２間の差圧は小さい。よって、ピストンＪ１０の開側油室Ｊ９と閉側油室Ｊ８間の差圧が小さく、ピストンＪ１０に作用する開側（図３上、上方）への推力も小さいので、ロッドＪ１３は殆ど、あるいは全く、開側へは移動しない。従って、開放スプールＪ４の閉側への付勢力は、スプリングＪ１１とスプリングＪ１２の付勢力の和とほぼ等しい。
【００２９】
縮小側一次ポートＧ１に流入する作動油は流量制御一次ポートＪ１から流量制御二次ポートＪ２へ流れようとするが、シリンダＣに作用する負荷が小さい場合、開放スプールＪ４が開口しないか、あるいは開口量が僅かであるので、流量制御二次ポートＪ２側へは全く、あるいは殆ど流れず、ポンプＤから吐出された作動油圧はほぼ全量がシリンダＣの縮小側油室Ｃ２に流入する。
【００３０】
一方、シリンダＣの負荷が大きいときは、伸長側油室Ｃ１内の油圧が高くなるため、伸長側油室Ｃ１と縮小側油室Ｃ２間の差圧は大きくなる。よって、ピストンＪ１０の開側油室Ｊ９と閉側油室Ｊ８間の差圧が大きくなり、ピストンＪ１０に作用する開側への推力も大きくなるので、ロッドＪ１３は大きく開側へ移動する。従って、開放スプールＪ４の閉側への付勢力は、スプリングＪ１２の付勢力のみに左右されることになり、開放スプールＪ４は開口し易くなる。
【００３１】
そこで、開放スプールＪ４は、流量制御一次ポートＪ１からパイロット油路Ｊ１６を経て流入するパイロット圧油により発生する推力で開口可能となる。
開放スプールＪ４が開口すると、縮小側一次ポートＧ１に流入する作動油は流量制御一次ポートＪ１から流量制御二次ポートＪ２、伸油路Ｂ１、切換制御弁Ｂを経てタンクＥへ流出可能となるので、ポンプＤから吐出された作動油圧の一部がシリンダＣの縮小側油室Ｃ２に流入せずタンクＥに戻る。これにより、縮小側油室Ｃ２に流入する作動油の量が減少する。また、縮小側一次ポートＧ１からパイロットポートＡ３、パイロット油路Ａ１１を経てメインスプールＡ６に作用するパイロット圧油の油圧も低下するので、メインスプールＡ６の開口量も小さくなり、伸長側油室Ｃ１からタンクＥへの作動油の流出量も減少する。
【００３２】
これらの効果により、シリンダＣへの負荷が大きいときほどシリンダＣの縮小速度は遅くなる。
油圧シリンダＣが伸長する場合には、油圧ポンプＤから吐出された作動油が切換制御弁Ｂから伸油路Ｂ１を通って伸長側一次ポートＡ１に入り、逆止弁Ａ５を開側へ押し、伸長側二次ポートＡ２からマニホールドＧの伸長側ポートＧ３経て油圧シリンダＣの伸長側油室Ｃ1 に供給される。
【００３３】
このとき、開放スプールＪ４は閉じられているため、作動油は流量制御二次ポートＪ２から流量制御一次ポートＪ１側へは流れない。
油圧シリンダＣの縮小側油室Ｃ2 内の作動油は、マニホールドＧの縮小側二次ポートＧ２、縮小側一次ポートＧ１、縮油路Ｂ２、切換制御弁Ｂを経てタンクＥへ流出する。これにより、ピストンロッドＣ３が伸出し、シリンダＣが伸長する。
【００３４】
油圧シリンダＣが縮小する場合には、油圧ポンプＤから吐出された作動油が切換制御弁Ｂから縮油路Ｂ２を通ってマニホールドＧの縮小側一次ポートＧ１に入り、縮小側二次ポートＧ２を経て油圧シリンダＣの縮小側油室Ｃ２に供給される。
これと同時にパイロットポートＡ３からパイロット油路Ａ１１を経てメインスプールＡ６にパイロット圧油が供給され、スプリングＡ１０の付勢力に抗してメインスプールＡ６を開側に移動させるので、逆流油路Ａ９が開となり伸長側一次ポートＡ１と伸長側二次ポートＡ２とが連通する。
【００３５】
油圧シリンダＣの伸長側油室Ｃ１内の作動油はマニホールドＧの伸長側ポートＧ３、伸長側二次ポートＡ２、絞りＡ８、伸長側一次ポートＡ１、伸油路Ｂ１、切換制御弁Ｂを経てタンクＥへ流出する。これにより、油圧シリンダＣが縮小する。
なお、このとき伸長側油室Ｃ１から流出した作動油の一部が伸長側ポートＧ３から流量制御パイロットポートＪ３、パイロット油路Ｊ１７の絞りＪ５、逆止弁Ｊ７を経てピストンＪ１０の開側油室Ｊ９に入り、ロッドＪ１３を押し上げる推力を発生させる。
【００３６】
また、縮小側一次ポートＧ１に入った作動油の一部が、流量制御一次ポートＪ１からパイロット油路Ｊ１６を経てピストンＪ１０の閉側油室Ｊ８に入り、ロッドＪ１３を押し下げる推力を発生させる。
通常、開放スプールＪ４はスプリングＪ１２の付勢力とスプリングＪ１１の付勢力と閉側油室Ｊ８の推力とによって、閉じられている。
【００３７】
開側油室Ｊ９の推力がスプリングＪ１１の付勢力と閉側油室Ｊ８の推力の和より大となれば、ピストンＪ１０、ロッドＪ１３が押し上げられて、スプリングＪ１１による付勢力が開放スプールＪ４へ作用しなくなるため、開放スプールＪ４はスプリングＪ１２の付勢力だけで閉じられる状態となる。
そこで、開放スプールＪ４は、流量制御一次ポートＧ１からパイロット油路１６を経て流入するパイロット圧油により発生する推力で開口する。
【００３８】
開放スプールＪ４が開口すると、縮小側一次ポートＧ１に流入する作動油は流量制御一次ポートＪ１から流量制御二次ポートＪ２、伸油路Ｂ１、切換制御弁Ｂを経てタンクＥへ流出可能となるので、ポンプＤから吐出された作動油圧の一部がシリンダＣの縮小側油室Ｃ２に流入せずタンクＥに戻る。これにより、縮小側油室Ｃ２に流入する作動油の量が減少する。
【００３９】
また、縮小側一次ポートＧ１からパイロットポートＡ３、パイロット油路Ａ１１を経てメインスプールＡ６に作用するパイロット圧油の油圧も低下するので、メインスプールＡ６の開口量も小さくなり、伸長側油室Ｃ１からタンクＥへの作動油の流出量も減少する。
これらの効果により、シリンダＣの縮小速度は遅くなる。
【００４０】
但し、開放スプールＪ４の移動量は、ロッドＪ１３の移動量によって制限される。
ロッドＪ１３の移動量は、［開側油室Ｊ９の推力］と、［スプリングＪ１１の付勢力と閉側油室Ｊ８の推力の和］との差によって決定される。スプリングＪ１１の付勢力は一定であるので、［開側油室Ｊ９の推力］と［閉側油室Ｊ８の推力］の差がスプリングＪ１１の付勢力を超えて大きくなれば、ロッドＪ１３の移動量は増大し、その差が小さくなればロッドＪ１３の移動量は減少する。
【００４１】
よって、シリンダＣの縮小時は、シリンダＣにかかる負荷の大小に応じて開放スプールＪ４の移動量が決定され、これに応じて縮小速度が変化することになる。［開側油室Ｊ９の推力］と［閉側油室Ｊ８の推力］の差がスプリングＪ１１の付勢力以下になれば、ロッドＪ１３の移動量は０となり、開放スプールＪ４が閉となり縮小速度は通常の高速状態に戻る。
【００４２】
このカウンタバランス弁Ａは、油圧シリンダＣの縮小時において、油圧シリンダＣに作用する負荷が大きい場合、油圧シリンダＣの縮小側油室Ｃ２に流入する作動油の量を制限すると共に、メインスプールＡ６の開放圧力を低圧に変化させるように構成しているので、油圧シリンダＣに作用する負荷に応じて、縮小速度を制御することができる。
【００４３】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明のカウンタバランス弁は、油圧シリンダに作用する負荷が大きい場合、縮小速度を低速にすることができ、作業の安全性を向上させる。
【図面の簡単な説明】
【図１】 本発明の実施の一形態であるカウンタバランス弁を装備した油圧シリンダの油圧回路図である。
【図２】カウンタバランス弁の弁本体の構成を示す断面図である。
【図３】流量制御弁の構成を示す断面図である。
【図４】車両搭載用クレーンの正面図である。
【図５】従来のカウンタバランス弁を装備した油圧シリンダの油圧回路図である。
【図６】従来のカウンタバランス弁の構成を示す断面図である。
【符号の説明】
Ａ カウンタバランス弁
Ａ０ 弁本体
Ａ１ 伸長側一次ポート
Ａ２ 伸長側二次ポート
Ａ３ パイロットポート
Ａ４ 正流油路
Ａ５ 逆止弁
Ａ６ メインスプール
Ａ９ 逆流油路
Ａ１０ スプリング
Ａ１１ パイロット油路
Ｂ 切換制御弁
Ｂ１ 伸油路
Ｂ２ 縮油路
Ｃ 油シリンダ
Ｃ１ 伸長側油室
Ｃ２ 縮小側油室
Ｄ 油圧ポンプ
Ｅ タンク
Ｇ マニホールド
Ｇ１ 縮小側一次ポート
Ｇ２ 縮小側二次ポート
Ｇ３ 伸長側ポート
Ｊ 流量制御弁
Ｊ１ 流量制御一次ポート
Ｊ２ 流量制御二次ポート
Ｊ３ 流量制御パイロットポート
Ｊ４ 開放スプール
Ｊ８ 閉側油室
Ｊ９ 開側油室
Ｊ１０ ピストン
Ｊ１１ スプリング
Ｊ１２ スプリング
Ｊ１３ ロッド
Ｊ１６ パイロット油路
Ｊ１７ パイロット油路
【発明の属する技術分野】
本発明は、ブーム起伏用油圧シリンダやブーム伸縮用油圧シリンダ等のクレーン用の油圧シリンダに装備されるカウンタバランス弁に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
例えば、図４に示すような車両搭載型のクレーン１は、アウトリガ２を備えたベース４上にコラム６が旋回自在に設けられ、このコラム６の上端部に伸縮するブーム７が起伏自在に枢支されている。
コラム６にはウインチ１１が設けられており、このウインチからワイヤロープ１２をブーム７の先端部に導いて、ブーム７の先端部の滑車（図示略）を介して吊荷用のフック１３に掛回すことにより、フック１３をブーム７の先端部から吊下している。
【０００３】
このクレーン１では、コラム６の旋回、ブーム７の起伏と伸縮、及びウインチ１１の巻上巻下の作動を行うための油圧アクチュエータとして、旋回用油圧モータ５、ブーム起伏用油圧シリンダ９、ブーム伸縮用油圧シリンダ８、及びウインチ用油圧モータ１０を備えている。
旋回用油圧モータ５、ブーム起伏用油圧シリンダ９、ブーム伸縮用油圧シリンダ８、及びウインチ用油圧モータ１０は、切換制御弁装置３の操作レバー１４を操作することにより作動させる。
【０００４】
図５に示すように、ブーム起伏用油圧シリンダ９やブーム伸縮用油圧シリンダ８等のクレーン用の油圧シリンダＣには、カウンタバランス弁Ａが装備されており、油圧ポンプＤから吐出された作動油は切換制御弁装置３を構成する各切換制御弁Ｂからカウンタバランス弁Ａを介して各油圧シリンダＣに供給される。
従来のカウンタバランス弁Ａは、図５、及び図６に示すように、弁本体Ａ０とマニホールドＧとからなり、弁本体Ａ０は、切換制御弁Ｂから伸油路Ｂ１が接続される伸長側一次ポートＡ１と、マニホールドＧの伸長側ポートＧ３を介して油圧シリンダＣの伸長側油室Ｃ1 に接続される伸長側二次ポートＡ２とを有している。
【０００５】
また、マニホールドＧは、切換制御弁Ｂから縮油路Ｂ２が接続される縮小側一次ポートＧ１と 油圧シリンダＣの縮小側油室Ｃ２に接続される縮小側二次ポートＧ２とを有している。
伸長側一次ポートＡ１と伸長側二次ポートＡ２間の正流油路Ａ４内には逆止弁Ａ５が設けられており、伸長側一次ポートＡ１と伸長側二次ポートＡ２間の逆流油路Ａ９内には、メインスプールＡ６と絞りＡ８とが設けられている。
【０００６】
メインスプールＡ６はスプリングＡ１０で常時閉側（図上、左側）へ付勢されており、パイロットポートＡ３からパイロット油路Ａ１１を経て供給されるパイロット圧油によってスプリングＡ１０の付勢力に抗して開側に移動するようになっている。パイロットポートＡ３はマニホールドＧの縮小側一次ポートＧ１と接続されており、パイロット油路Ａ１１の途中には絞りＡ７が設けられている。
【０００７】
油圧ポンプＤの吐出油路Ｄ１とタンクＥへの戻り油路Ｅ１との間にはリリーフ弁Ｆが設けられている。
油圧シリンダＣが伸長する場合には、油圧ポンプＤから吐出された作動油が切換制御弁Ｂから伸油路Ｂ１を通って伸長側一次ポートＡ１に入り、逆止弁Ａ５を開側（図６上、左側）へ押し、伸長側二次ポートＡ２からマニホールドＧの伸長側ポートＧ３経て油圧シリンダＣの伸長側油室Ｃ１に供給される。
【０００８】
油圧シリンダＣの縮小側油室Ｃ２内の作動油は、マニホールドＧの縮小側二次ポートＧ２、縮小側一次ポートＧ１、縮油路Ｂ２、切換制御弁Ｂを経てタンクＥへ流出する。これにより、ピストンロッドＣ３が伸出し、シリンダＣが伸長する。
油圧シリンダＣが縮小する場合には、油圧ポンプＤから吐出された作動油が切換制御弁Ｂから縮油路Ｂ２を通ってマニホールドＧの縮小側一次ポートＧ１に入り、縮小側二次ポートＧ２を経て油圧シリンダＣの縮小側油室Ｃ２に供給される。
【０００９】
これと同時にパイロットポートＡ３からパイロット油路Ａ１１を経てメインスプールＡ６にパイロット圧油が供給され、スプリングＡ１０の付勢力に抗してメインスプールＡ６を開側に移動させるので、逆流油路Ａ９が開となり伸長側一次ポートＡ１と伸長側二次ポートＡ２とが連通する。
油圧シリンダＣの伸長側油室Ｃ１内の作動油はマニホールドＧの伸長側ポートＧ３、伸長側二次ポートＡ２、絞りＡ８、伸長側一次ポートＡ１、伸油路Ｂ１、切換制御弁Ｂを経てタンクＥへ流出する。これにより、油圧シリンダＣが縮小する。
【００１０】
油圧シリンダＣが縮小するとき、伸長側油室Ｃ１内から流出する作動油は、パイロット油路Ａ１１からメインスプールＡ６に供給されるパイロット圧油の圧力、即ち油圧ポンプＤの吐出圧力に応じて開放されていたので、油圧シリンダＣに作用する負荷の大小とは無関係であり、カウンタバランス弁Ａの開放圧力、油圧シリンダＣの縮小時の作動速度は常に一定であった（特許文献１参照）。
【００１１】
【特許文献１】
実開昭５９−４７１６７号公報（第１図）
【００１２】
【発明が解決しようとする課題】
例えば、油圧シリンダＣが、図４のクレーン１のブーム起伏用シリンダ９である場合、重荷重を吊りあげているときや、ブーム７を伸長させた状態で作業しているときに、高速でブーム７を倒伏させると、ブーム７の倒伏に伴う作業半径の増加によるモーメント増大と、倒伏運動による慣性とが加わり、クレーン１を搭載している車両が転倒する事故につながつるおそれがある。
【００１３】
このように、油圧シリンダＣに作用する負荷が大きい場合、高速で油圧シリンダＣを縮小させると危険な場合があるため、油圧シリンダＣに作用する負荷が大きい場合には、低速でしか縮小できないようにしておくことが望ましい。
本発明はカウンタバランス弁における上記問題を解決するものであって、油圧シリンダに作用する負荷が大きい場合、縮小速度を低速にすることのできるカウンタバランス弁を提供することを目的とする。
【００１４】
【課題を解決するための手段】
本発明は、作動油の供給切換制御弁に接続される伸長側一次ポートと、油圧シリンダの伸長側油室に接続される伸長側二次ポートと、切換制御弁に接続される縮小側一次ポートと、油圧シリンダの縮小側油室に接続される縮小側二次ポートとを有し、伸長側一次ポートと伸長側二次ポート間の正流油路内に逆止弁を設け、伸長側一次ポートと伸長側二次ポート間の逆流油路内に、常時閉側へ付勢され縮小側一次ポートに接続されたパイロットポートから供給されるパイロット圧油によって開側に移動するメインスプールを設けたカウンタバランス弁において、縮小時に、油圧シリンダに作用する負荷に応じて、油圧シリンダの縮小側油室への作動油の供給量を制限する流量制御弁を備えることにより上記課題を解決している。
【００１５】
本発明のカウンタバランス弁は、縮小時に、油圧シリンダに作用する負荷が大きい場合には、流量制御弁が油圧シリンダの縮小側油室への作動油の供給量を制限し、伸長側油室からの作動油の流出を少なくするので、油圧シリンダを低速で縮小させることができる。油圧シリンダに作用する負荷が小さい場合には、油圧シリンダを高速で縮小させる。
【００１６】
流量制御弁に、縮小時に油圧シリンダに作用する負荷に応じて、縮小側一次ポートに供給された作動油の一部を戻り油路へ流出させる開放スプールを設ければ、開放スプールを開いて縮小側一次ポートに供給された作動油の一部を戻り油路へ流出させることにより、油圧シリンダの縮小側油室への作動油の供給量を制限することができる。
【００１７】
流量制御弁に、縮小時に油圧シリンダに作用する負荷に応じて、開放スプールの閉側への付勢力を低減させるピストンを設けると、油圧シリンダに作用する負荷に応じた開放スプールの開閉を確実に行うことができる。
流量制御弁のピストンの開側油室と閉側油室の受圧面積比を、油圧シリンダの伸長側油室と縮小側油室の受圧面積比に等しくすれば、シリンダに発生する差圧とピストンに発生する差圧を等しくすることができ、油圧シリンダに作用する負荷に適正に対応した縮小速度制御が可能となる。
【００１８】
【発明の実施の形態】
図１は、本発明の実施の一形態であるカウンタバランス弁を装備した油圧シリンダの油圧回路図、図２はカウンタバランス弁の弁本体の構成を示す断面図、図３は流量制御弁の構成を示す断面図である。
このカウンタバランス弁Ａは、弁本体Ａ０とマニホールドＧと流量制御弁Ｊとを備えている。
【００１９】
弁本体Ａ０は、切換制御弁Ｂから伸油路Ｂ１が接続される伸長側一次ポートＡ１と、マニホールドＧの伸長側ポートＧ３を介して油圧シリンダＣの伸長側油室Ｃ１に接続される伸長側二次ポートＡ２とを有している。
また、マニホールドＧは、切換制御弁Ｂから縮油路Ｂ２が接続される縮小側一次ポートＧ１と、油圧シリンダＣの縮小側油室Ｃ２に接続される縮小側二次ポートＧ２とを有している。
【００２０】
伸長側一次ポートＡ１と伸長側二次ポートＡ２間の正流油路Ａ４内には逆止弁Ａ５が設けられており、伸長側一次ポートＡ１と伸長側二次ポートＡ２間の逆流油路Ａ９内には、メインスプールＡ６と絞りＡ８とが設けられている。
メインスプールＡ６はスプリングＡ１０で常時閉側（図上、左側）へ付勢されており、パイロットポートＡ３からパイロット油路Ａ１１を経て供給されるパイロット圧油によってスプリングＡ１０の付勢力に抗して開側に移動するようになっている。パイロットポートＡ３はマニホールドＧの縮小側一次ポートＧ１と接続されており、パイロット油路Ａ１１の途中には絞りＡ７が設けられている。
【００２１】
油圧ポンプＤの吐出油路Ｄ１とタンクＥへの戻り油路Ｅ１との間にはリリーフ弁Ｆが設けられている。
流量制御弁Ｊは、マニホールドＧの縮小側一次ポートＧ１に接続される流量制御一次ポートＪ１と、伸油路Ｂ１に接続される流量制御二次ポートＪ２と、マニホールドＧの伸長側ポートＧ３に接続される流量制御パイロットポートＪ３とを有している。
【００２２】
流量制御弁Ｊの流量制御一次ポートＪ１と流量制御二次ポートＪ２との間には、開放スプールＪ４が設けられている。開放スプールＪ４は中空筒状であり、一端部（図３上、上端部）にフランジ状のストッパＪ１４が形成されている。この開放スプールＪ４内にはピストンＪ１０のロッドＪ１３が摺動自在に挿通されており、ロッドＪ１３の先端部（図３上、上端部）には、開放スプールＪ４に係合する係合部Ｊ１５が設けられている。
【００２３】
ストッパＪ１４上には、開放スプールＪ４を閉側へ付勢するスプリングＪ１２が設けられており、係合部Ｊ１５上には、係合部Ｊ１５を開放スプールＪ４に当接させ、且つ開放スプールＪ４を閉側へ付勢するスプリングＪ１１が設けられている。
開放スプールＪ４の他端部（図３上、下端部）とピストンＪ１０の閉側油室Ｊ８とはパイロット油路Ｊ１６で流量制御一次ポートＪ１に連通している。ピストンＪ１０の開側油室Ｊ９はパイロット油路Ｊ１７で流量制御パイロットポートＪ３に連通している。パイロット油路Ｊ１７には絞りＪ５が設けられており、絞りＪ５と開側油室Ｊ９との間には、絞りＪ６と逆止弁Ｊ７とが並列に設けられている。
【００２４】
上記構成により、開放スプールＪ４は、通常スプリングＪ１１、Ｊ１２で付勢され、さらにピストンＪ１０の閉側油室Ｊ８のパイロット圧油による推力で閉側に押し下げられている。スプリングＪ１１、Ｊ１２の付勢力は、開放スプールＪ４が流量制御一次ポートＪ１から流入するパイロット圧油による推力だけでは開放されないよう、アジャストスクリューＪ１８、Ｊ１９で調整されている。
【００２５】
ピストンＪ１０の開側油室Ｊ９のパイロット圧油による推力でピストンＪ１０が押し上げられ、ロッドＪ１３の係合部Ｊ１５が上昇すると、スプリングＪ１１の付勢力は開放スプールＪ４に作用しなくなる。
ピストンＪ１０の開側油室Ｊ９は、流量制御パイロットポートＪ３、伸長側ポートＧ３を介してシリンダＣの伸長側油室Ｃ１と連通しているため、伸長側油室Ｃ１内の油圧の増減により開側油室Ｊ９内の油圧も増減する。
【００２６】
パイロット油路Ｊ１７に設けられている絞りＪ５と絞りＪ６と逆止弁Ｊ７とは、開側油室Ｊ９内へのパイロット圧油の流入時より流出時の流量抵抗を大とする。この流量抵抗の差により、シリンダＣが縮小している状態でシリンダＣにかかる負荷が高速周期で変動したとき、シリンダＣの伸長側油室Ｃ１に発生する圧油の脈動により、ピストンＪ１０、ロッドＪ１３がチャタリングを起こすことで開放スプールＪ４の閉側への付勢力を変動させ、開放スプールＪ４がチャタリングし、パイロット油路Ｊ１６のパイロット圧油が脈動し、流量制御一次ポートＪ１、パイロットポートＡ３、パイロット油路Ａ１１にて接続されたメインスプールＡ６もチャタリングを引き起こす、シリンダＣの縮小作動時のチャタリング現象を防止する。
【００２７】
ピストンＪ１０の閉側油室Ｊ８は、流量制御一次ポートＪ１、縮小側二次ポートＧ２を介してシリンダＣの縮小側油室Ｃ２と連通しているため、縮小側油室Ｃ２内の油圧の増減により閉側油室Ｊ８内の油圧も増減する。
ピストンＪ１０の開側油室Ｊ９と閉側油室Ｊ８の受圧面積比は、油圧シリンダＣの伸長側油室Ｃ１と縮小側油室Ｃ２の受圧面積比と等しくなっており、シリンダＣに発生する差圧とピストンＪ１０に発生する差圧は等しくなる。
【００２８】
ここで、シリンダＣの負荷が小さいとき、伸長側油室Ｃ１内の油圧は低いため、伸長側油室Ｃ１と縮小側油室Ｃ２間の差圧は小さい。よって、ピストンＪ１０の開側油室Ｊ９と閉側油室Ｊ８間の差圧が小さく、ピストンＪ１０に作用する開側（図３上、上方）への推力も小さいので、ロッドＪ１３は殆ど、あるいは全く、開側へは移動しない。従って、開放スプールＪ４の閉側への付勢力は、スプリングＪ１１とスプリングＪ１２の付勢力の和とほぼ等しい。
【００２９】
縮小側一次ポートＧ１に流入する作動油は流量制御一次ポートＪ１から流量制御二次ポートＪ２へ流れようとするが、シリンダＣに作用する負荷が小さい場合、開放スプールＪ４が開口しないか、あるいは開口量が僅かであるので、流量制御二次ポートＪ２側へは全く、あるいは殆ど流れず、ポンプＤから吐出された作動油圧はほぼ全量がシリンダＣの縮小側油室Ｃ２に流入する。
【００３０】
一方、シリンダＣの負荷が大きいときは、伸長側油室Ｃ１内の油圧が高くなるため、伸長側油室Ｃ１と縮小側油室Ｃ２間の差圧は大きくなる。よって、ピストンＪ１０の開側油室Ｊ９と閉側油室Ｊ８間の差圧が大きくなり、ピストンＪ１０に作用する開側への推力も大きくなるので、ロッドＪ１３は大きく開側へ移動する。従って、開放スプールＪ４の閉側への付勢力は、スプリングＪ１２の付勢力のみに左右されることになり、開放スプールＪ４は開口し易くなる。
【００３１】
そこで、開放スプールＪ４は、流量制御一次ポートＪ１からパイロット油路Ｊ１６を経て流入するパイロット圧油により発生する推力で開口可能となる。
開放スプールＪ４が開口すると、縮小側一次ポートＧ１に流入する作動油は流量制御一次ポートＪ１から流量制御二次ポートＪ２、伸油路Ｂ１、切換制御弁Ｂを経てタンクＥへ流出可能となるので、ポンプＤから吐出された作動油圧の一部がシリンダＣの縮小側油室Ｃ２に流入せずタンクＥに戻る。これにより、縮小側油室Ｃ２に流入する作動油の量が減少する。また、縮小側一次ポートＧ１からパイロットポートＡ３、パイロット油路Ａ１１を経てメインスプールＡ６に作用するパイロット圧油の油圧も低下するので、メインスプールＡ６の開口量も小さくなり、伸長側油室Ｃ１からタンクＥへの作動油の流出量も減少する。
【００３２】
これらの効果により、シリンダＣへの負荷が大きいときほどシリンダＣの縮小速度は遅くなる。
油圧シリンダＣが伸長する場合には、油圧ポンプＤから吐出された作動油が切換制御弁Ｂから伸油路Ｂ１を通って伸長側一次ポートＡ１に入り、逆止弁Ａ５を開側へ押し、伸長側二次ポートＡ２からマニホールドＧの伸長側ポートＧ３経て油圧シリンダＣの伸長側油室Ｃ1 に供給される。
【００３３】
このとき、開放スプールＪ４は閉じられているため、作動油は流量制御二次ポートＪ２から流量制御一次ポートＪ１側へは流れない。
油圧シリンダＣの縮小側油室Ｃ2 内の作動油は、マニホールドＧの縮小側二次ポートＧ２、縮小側一次ポートＧ１、縮油路Ｂ２、切換制御弁Ｂを経てタンクＥへ流出する。これにより、ピストンロッドＣ３が伸出し、シリンダＣが伸長する。
【００３４】
油圧シリンダＣが縮小する場合には、油圧ポンプＤから吐出された作動油が切換制御弁Ｂから縮油路Ｂ２を通ってマニホールドＧの縮小側一次ポートＧ１に入り、縮小側二次ポートＧ２を経て油圧シリンダＣの縮小側油室Ｃ２に供給される。
これと同時にパイロットポートＡ３からパイロット油路Ａ１１を経てメインスプールＡ６にパイロット圧油が供給され、スプリングＡ１０の付勢力に抗してメインスプールＡ６を開側に移動させるので、逆流油路Ａ９が開となり伸長側一次ポートＡ１と伸長側二次ポートＡ２とが連通する。
【００３５】
油圧シリンダＣの伸長側油室Ｃ１内の作動油はマニホールドＧの伸長側ポートＧ３、伸長側二次ポートＡ２、絞りＡ８、伸長側一次ポートＡ１、伸油路Ｂ１、切換制御弁Ｂを経てタンクＥへ流出する。これにより、油圧シリンダＣが縮小する。
なお、このとき伸長側油室Ｃ１から流出した作動油の一部が伸長側ポートＧ３から流量制御パイロットポートＪ３、パイロット油路Ｊ１７の絞りＪ５、逆止弁Ｊ７を経てピストンＪ１０の開側油室Ｊ９に入り、ロッドＪ１３を押し上げる推力を発生させる。
【００３６】
また、縮小側一次ポートＧ１に入った作動油の一部が、流量制御一次ポートＪ１からパイロット油路Ｊ１６を経てピストンＪ１０の閉側油室Ｊ８に入り、ロッドＪ１３を押し下げる推力を発生させる。
通常、開放スプールＪ４はスプリングＪ１２の付勢力とスプリングＪ１１の付勢力と閉側油室Ｊ８の推力とによって、閉じられている。
【００３７】
開側油室Ｊ９の推力がスプリングＪ１１の付勢力と閉側油室Ｊ８の推力の和より大となれば、ピストンＪ１０、ロッドＪ１３が押し上げられて、スプリングＪ１１による付勢力が開放スプールＪ４へ作用しなくなるため、開放スプールＪ４はスプリングＪ１２の付勢力だけで閉じられる状態となる。
そこで、開放スプールＪ４は、流量制御一次ポートＧ１からパイロット油路１６を経て流入するパイロット圧油により発生する推力で開口する。
【００３８】
開放スプールＪ４が開口すると、縮小側一次ポートＧ１に流入する作動油は流量制御一次ポートＪ１から流量制御二次ポートＪ２、伸油路Ｂ１、切換制御弁Ｂを経てタンクＥへ流出可能となるので、ポンプＤから吐出された作動油圧の一部がシリンダＣの縮小側油室Ｃ２に流入せずタンクＥに戻る。これにより、縮小側油室Ｃ２に流入する作動油の量が減少する。
【００３９】
また、縮小側一次ポートＧ１からパイロットポートＡ３、パイロット油路Ａ１１を経てメインスプールＡ６に作用するパイロット圧油の油圧も低下するので、メインスプールＡ６の開口量も小さくなり、伸長側油室Ｃ１からタンクＥへの作動油の流出量も減少する。
これらの効果により、シリンダＣの縮小速度は遅くなる。
【００４０】
但し、開放スプールＪ４の移動量は、ロッドＪ１３の移動量によって制限される。
ロッドＪ１３の移動量は、［開側油室Ｊ９の推力］と、［スプリングＪ１１の付勢力と閉側油室Ｊ８の推力の和］との差によって決定される。スプリングＪ１１の付勢力は一定であるので、［開側油室Ｊ９の推力］と［閉側油室Ｊ８の推力］の差がスプリングＪ１１の付勢力を超えて大きくなれば、ロッドＪ１３の移動量は増大し、その差が小さくなればロッドＪ１３の移動量は減少する。
【００４１】
よって、シリンダＣの縮小時は、シリンダＣにかかる負荷の大小に応じて開放スプールＪ４の移動量が決定され、これに応じて縮小速度が変化することになる。［開側油室Ｊ９の推力］と［閉側油室Ｊ８の推力］の差がスプリングＪ１１の付勢力以下になれば、ロッドＪ１３の移動量は０となり、開放スプールＪ４が閉となり縮小速度は通常の高速状態に戻る。
【００４２】
このカウンタバランス弁Ａは、油圧シリンダＣの縮小時において、油圧シリンダＣに作用する負荷が大きい場合、油圧シリンダＣの縮小側油室Ｃ２に流入する作動油の量を制限すると共に、メインスプールＡ６の開放圧力を低圧に変化させるように構成しているので、油圧シリンダＣに作用する負荷に応じて、縮小速度を制御することができる。
【００４３】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明のカウンタバランス弁は、油圧シリンダに作用する負荷が大きい場合、縮小速度を低速にすることができ、作業の安全性を向上させる。
【図面の簡単な説明】
【図１】 本発明の実施の一形態であるカウンタバランス弁を装備した油圧シリンダの油圧回路図である。
【図２】カウンタバランス弁の弁本体の構成を示す断面図である。
【図３】流量制御弁の構成を示す断面図である。
【図４】車両搭載用クレーンの正面図である。
【図５】従来のカウンタバランス弁を装備した油圧シリンダの油圧回路図である。
【図６】従来のカウンタバランス弁の構成を示す断面図である。
【符号の説明】
Ａ カウンタバランス弁
Ａ０ 弁本体
Ａ１ 伸長側一次ポート
Ａ２ 伸長側二次ポート
Ａ３ パイロットポート
Ａ４ 正流油路
Ａ５ 逆止弁
Ａ６ メインスプール
Ａ９ 逆流油路
Ａ１０ スプリング
Ａ１１ パイロット油路
Ｂ 切換制御弁
Ｂ１ 伸油路
Ｂ２ 縮油路
Ｃ 油シリンダ
Ｃ１ 伸長側油室
Ｃ２ 縮小側油室
Ｄ 油圧ポンプ
Ｅ タンク
Ｇ マニホールド
Ｇ１ 縮小側一次ポート
Ｇ２ 縮小側二次ポート
Ｇ３ 伸長側ポート
Ｊ 流量制御弁
Ｊ１ 流量制御一次ポート
Ｊ２ 流量制御二次ポート
Ｊ３ 流量制御パイロットポート
Ｊ４ 開放スプール
Ｊ８ 閉側油室
Ｊ９ 開側油室
Ｊ１０ ピストン
Ｊ１１ スプリング
Ｊ１２ スプリング
Ｊ１３ ロッド
Ｊ１６ パイロット油路
Ｊ１７ パイロット油路
Claims (4)
- 切換制御弁に接続される伸長側一次ポートと、油圧シリンダの伸長側油室に接続される伸長側二次ポートと、切換制御弁に接続される縮小側一次ポートと、油圧シリンダの縮小側油室に接続される縮小側二次ポートとを有し、伸長側一次ポートと伸長側二次ポート間の正流油路内に逆止弁を設け、伸長側一次ポートと伸長側二次ポート間の逆流油路内に、常時閉側へ付勢され縮小側一次ポートに接続されたパイロットポートから供給されるパイロット圧油によって開側に移動するメインスプールを設けたカウンタバランス弁であって、
縮小時に、油圧シリンダに作用する負荷に応じて、縮小側一次ポートに供給された作動油の一部を戻り油路へ流出させることで、油圧シリンダの縮小側油室への作動油の供給量を制限する流量制御弁を備えたことを特徴とするカウンタバランス弁。 - 流量制御弁が、縮小時に油圧シリンダに作用する負荷に応じて、縮小側一次ポートに供給された作動油の一部を戻り油路へ流出させる開放スプールを有することを特徴とする請求項１記載のカウンタバランス弁。
- 流量制御弁が、縮小時に油圧シリンダに作用する負荷に応じて、開放スプールの閉側への付勢力を低減させるピストンを有することを特徴とする請求項２記載のカウンタバランス弁。
- 流量制御弁のピストンの開側油室と閉側油室の受圧面積比が、油圧シリンダの伸長側油室と縮小側油室の受圧面積比に等しいことを特徴とする請求項３記載のカウンタバランス弁。
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