JPH0744865Y2 - Pressure control valve - Google Patents
Pressure control valveInfo
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- JPH0744865Y2 JPH0744865Y2 JP12111589U JP12111589U JPH0744865Y2 JP H0744865 Y2 JPH0744865 Y2 JP H0744865Y2 JP 12111589 U JP12111589 U JP 12111589U JP 12111589 U JP12111589 U JP 12111589U JP H0744865 Y2 JPH0744865 Y2 JP H0744865Y2
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Description
【考案の詳細な説明】 （産業上の利用分野） 本考案は、車載の操舵装置やその他産業機器等に適用さ
れる圧力制御弁に関する。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION (Industrial field of application) The present invention relates to a pressure control valve applied to a vehicle-mounted steering device or other industrial equipment.
（従来の技術） 従来の圧力制御弁として、例えば、特開昭60−11793号
公報に記載されているようなものが知られている。(Prior Art) As a conventional pressure control valve, for example, one described in JP-A-60-11793 is known.
この従来の圧力制御弁は、バルブ穴内に摺動自在に設け
られたバルブスプールの摺動で、液圧供給回路と出力回
路及びドレーン回路との間の絞り量を制御して出力回路
の出力液圧を制御するようにしたもので、バルブ穴とバ
ルブスプールとの相対摺動部分の断面形状が円形に形成
されたものであった。This conventional pressure control valve controls the amount of throttling between the hydraulic pressure supply circuit and the output circuit and drain circuit by sliding the valve spool slidably installed in the valve hole to control the output liquid of the output circuit. The pressure was controlled, and the cross-sectional shape of the relative sliding portion between the valve hole and the valve spool was circular.
（考案が解決しようとする課題） しかしながら、このような従来の圧力制御弁にあって
は、上述のように、相対摺動するバルブ穴とバルブスプ
ールの断面形状が円形であるため、バルブスプールがバ
ルブ穴内で回転し、この回転により出力液圧が変動する
という問題があった。(Problems to be Solved by the Invention) However, in such a conventional pressure control valve, as described above, since the cross-sectional shape of the valve hole and the valve spool that relatively slide is circular, There was a problem that the output fluid pressure fluctuates due to the rotation within the valve hole.
もっとも、この問題は、バルブ穴とバルブスプールの加
工精度を非常に高くすることで解消することは可能であ
るが、コストアップするという新たな問題が生じる。Although this problem can be solved by making the machining accuracy of the valve hole and the valve spool extremely high, a new problem of increasing the cost arises.
本考案は、上述の従来の問題点に着目して成されたもの
で、大幅にコストアップすることなしに、バルブスプー
ルの回転により出力液圧の変動を防止することができる
圧力制御弁を提供することを目的としている。The present invention has been made in view of the above-mentioned conventional problems, and provides a pressure control valve capable of preventing fluctuations in output hydraulic pressure due to rotation of a valve spool without significantly increasing cost. The purpose is to do.
（課題を解決するための手段） 上述の目的達成のために、本考案の圧力制御弁では、バ
ルブ穴内に摺動自在に設けられたバルブスプールの摺動
で、液圧供給回路と出力回路及びドレーン回路との間の
絞り量を制御して出力回路の出力液圧を制御する圧力制
御弁において、前記バルブ穴とバルブスプールとの相対
摺動部分の断面形状を楕円形状にした。(Means for Solving the Problems) In order to achieve the above-mentioned object, in the pressure control valve of the present invention, by sliding a valve spool slidably provided in a valve hole, a hydraulic pressure supply circuit, an output circuit, and In the pressure control valve for controlling the output hydraulic pressure of the output circuit by controlling the throttle amount with the drain circuit, the cross-sectional shape of the relative sliding portion between the valve hole and the valve spool is elliptical.
（作用） 本考案の圧力制御弁では、バルブ穴とバルブスプールと
の相対摺動部分の断面形状が楕円形状であるため、軸方
向の摺動は確保されるが、その周方向の回転は阻止され
た状態となる。(Operation) In the pressure control valve of the present invention, the cross-sectional shape of the relative sliding portion between the valve hole and the valve spool is elliptical, so axial sliding is secured, but rotation in the circumferential direction is blocked. It will be in the state of being.
従って、バルブスプールの回転によって生じる出力液圧
の変動を防止することができ、安定した制御が可能にな
ると共に、バルブ穴とバルブスプールの加工精度の善し
悪しと出力液圧の変動とは無関係になるから、コストア
ップにつながることもない。Therefore, it is possible to prevent the fluctuation of the output hydraulic pressure caused by the rotation of the valve spool, which enables a stable control, and the irrelevance of the machining accuracy of the valve hole and the valve spool and the fluctuation of the output hydraulic pressure. Therefore, it does not lead to cost increase.
（実施例） 以下、本考案の実施例を図面により詳述する。Embodiment An embodiment of the present invention will be described in detail below with reference to the drawings.
まず、実施例の構成について説明する。First, the configuration of the embodiment will be described.
第１図は、本考案実施例の圧力制御弁を示す断面図であ
って、この圧力制御弁は、第１出力回路S1及び第２出力
回路S2の出力液圧P1，P2を反比例的に制御するものであ
る。このような、２つの出力回動S1,S2の出力液圧P1，P
2を反比例的に制御する制御は、例えば、後輪の舵角制
御装置の作動に用いられ、このような舵角制御装置で
は、第１出力回路S1の出力液圧上昇及び第２出力回路S2
の出力液圧下降により後輪が右に転舵され、逆に第１出
力回路S1の出力液圧下降及び第２出力回路S2の出力液圧
上昇により後輪が左に転舵されるというような作動が成
されるものであって、通常この制御は前輪の操舵に応答
して成されるもので、精度の高い制御が望まれる。FIG. 1 is a sectional view showing a pressure control valve according to an embodiment of the present invention, in which the output hydraulic pressures P 1 and P 2 of the first output circuit S1 and the second output circuit S2 are inversely proportional to each other. To control. Such output hydraulic pressures P 1 , P of the two output rotations S 1, S 2
The control for controlling 2 in inverse proportion is used, for example, to operate the steering angle control device for the rear wheels. In such a steering angle control device, the output hydraulic pressure increase of the first output circuit S1 and the second output circuit S2 are performed.
It is said that the rear wheels are steered to the right due to the decrease in the output hydraulic pressure, and the rear wheels are steered to the left due to the decrease in the output hydraulic pressure of the first output circuit S1 and the increase in the output hydraulic pressure of the second output circuit S2. Since this control is normally performed in response to steering of the front wheels, highly accurate control is desired.
図において、１はバルブボディであって、このバルブボ
ディ１には、横方向に幅広の楕円形状に形成されたバル
ブ穴11が穿設されている（第１図Ｉ−Ｉ断面図である第
２図参照）。そして、このバルブ穴11には、第１出力ポ
ート11a及び第２出力ポート11bが形成され、両ポート11
a,11b間位置には液圧供給回路２が接続され、また、両
ポート11a,11bの外側位置にはドレーン回路３が接続さ
れている。さらに、前記バルブ穴11の両端には、大径の
第１背室1a及び第２背室1bが形成されている。In the figure, reference numeral 1 denotes a valve body, and a valve hole 11 formed in a laterally wide elliptical shape is bored in the valve body 1 (I-I cross-sectional view of FIG. 1). (See Figure 2). The valve hole 11 is formed with a first output port 11a and a second output port 11b.
The hydraulic pressure supply circuit 2 is connected to the position between a and 11b, and the drain circuit 3 is connected to the outer position of both ports 11a and 11b. Further, a large diameter first back chamber 1a and a second back chamber 1b are formed at both ends of the valve hole 11.
尚、前記第１出力ポート11aは第１出力回路S1に接続さ
れ、一方、第２出力ポート11bは第２出力回路S2に接続
されている。The first output port 11a is connected to the first output circuit S1, while the second output port 11b is connected to the second output circuit S2.
また、前記液圧供給回路２にはポンプＰからの液圧が供
給されるようになっている。Further, the hydraulic pressure from the pump P is supplied to the hydraulic pressure supply circuit 2.
また、前記ドレーン回路３は、その途中にオリフィス10
0が設けられると共に、フィルタＦを介してリザーバタ
ンクＴに接続されていて、大気圧となっている。そし
て、このドレーン回路３の前記オリフィス100よりも下
流は、連通路101a,101bによって前記第１背室1a及び第
２背室1bと接続されている。Further, the drain circuit 3 has an orifice 10 in the middle thereof.
0 is provided, and it is connected to the reservoir tank T via the filter F, and is at atmospheric pressure. The downstream side of the orifice 100 of the drain circuit 3 is connected to the first back chamber 1a and the second back chamber 1b by communication passages 101a and 101b.
前記バルブ穴11にはバルブスプール４が摺動可能に内蔵
されている。A valve spool 4 is slidably incorporated in the valve hole 11.
そして、このバルブスプール４には、前記第１出力ポー
ト11aにアンダラップ状態で設けられてバルブ穴11との
間に絞りq,rを形成する第１ランド4aと、第２出力ポー
ト11bにアンダラップ状態で設けられてバルブ穴11との
間に絞りs,tを形成する第２ランド4bと、両端部の端部
ランド4c,4dとが形成され、各絞りq,r,s,tの開度を調整
して前記液圧供給回路２から導かれた液圧の両出力回路
S1,S2への供給量及びドレーン回路３へのドレーン量を
制御するようになっている。The valve spool 4 has a first land 4a that is provided in the first output port 11a in an underlapped state and forms throttles q and r between the valve hole 11 and the second output port 11b. A second land 4b which is provided in a lapped state and forms a throttle s, t with the valve hole 11 and end lands 4c, 4d at both ends are formed. Both output circuits of the hydraulic pressure led from the hydraulic pressure supply circuit 2 by adjusting the opening degree
The supply amount to S1 and S2 and the drain amount to the drain circuit 3 are controlled.
即ち、このバルブスプール４は、図中右方向に摺動する
と、第１出力ポート11aではドレーン側の絞りｒが狭ま
ると共に液圧供給側の絞りｑが広がって第１出力回路S1
への出力液圧P1が上昇し、一方、バルブスプール４が、
逆に図中左方向に摺動した場合には、絞りｔが狭まると
共に絞りｓが広がって第２出力回路S2の出力液圧P2が上
昇する。That is, when the valve spool 4 slides to the right in the figure, the drain-side throttle r is narrowed and the hydraulic pressure supply-side throttle q is widened in the first output port 11a, so that the first output circuit S1.
Output fluid pressure P 1 to the valve rises, while the valve spool 4
Conversely, when sliding to the left in the figure, the diaphragm t narrows and the diaphragm s widens, and the output hydraulic pressure P 2 of the second output circuit S2 rises.
尚、前記バルブスプール４は、各ランド4a,4b,4c,4dの
部分を含む全体が、前記バルブ穴11に適合するように横
方向に幅広の楕円形状に形成されることによって、その
回転が阻止された状態で設けられている（第２図参
照）。The entire valve spool 4 including the lands 4a, 4b, 4c, 4d is formed in a laterally wide elliptical shape so as to fit in the valve hole 11, so that the rotation of the valve spool 4 is prevented. It is provided in a blocked state (see FIG. 2).
また、前記第１ランド4a及び第２ランド4bは、第３図に
示すように、端縁部に球面状の切欠部40がそれぞれ周方
向等間隔のもとに４箇所に形成されている。この切欠部
40は、バルブスプール４の摺動に対する各絞りq,r,s,t
の開度特性（出力液圧特性）をリニヤにするために形成
されるものであって、この切欠部40の形状の変形例を第
４図及び第５図に示している。Further, as shown in FIG. 3, the first land 4a and the second land 4b are provided with spherical notches 40 at four positions at equal intervals in the circumferential direction. This notch
40 is each throttle q, r, s, t for sliding of the valve spool 4.
4 and 5 are formed in order to make the opening degree characteristic (output hydraulic pressure characteristic) of the linear shape, and a modified example of the shape of the notch portion 40 is shown in FIGS. 4 and 5.
即ち、第４図に示す切欠部40aは四角形状に形成し、ま
た、第５図に示す切欠部40bは三角形状に形成してい
る。That is, the notch 40a shown in FIG. 4 is formed in a square shape, and the notch 40b shown in FIG. 5 is formed in a triangular shape.
また、前記バルブスプール４は両端をセンタリングスプ
リング4a,4bに弾性支持されていて、両出力液圧P1，P2
が同じ液圧となる中立位置に配置されるように摺動付勢
されている。Both ends of the valve spool 4 are elastically supported by centering springs 4a and 4b, and both output hydraulic pressures P 1 and P 2
Are slidingly urged so that they are arranged in a neutral position where they have the same hydraulic pressure.
また、センタリングスプリング4a,4bとバルブスプール
４との間にはリテーナ41a,41bが介在されている。この
リテーナ41a,41bには、バルブスプール４が中立位置と
なると、バルブボディ１に当接されるフランジ42a,42b
が形成されていて、バルブスプール４の中立位置や、セ
ンタリングスプリング4a,4bから離れる方向へ摺動した
状態では、弾発力がバルブスプール４へ伝達されないよ
うになっている。Further, retainers 41a, 41b are interposed between the centering springs 4a, 4b and the valve spool 4. The retainers 41a, 41b are provided with flanges 42a, 42b that are brought into contact with the valve body 1 when the valve spool 4 is in the neutral position.
Is formed, the elastic force is not transmitted to the valve spool 4 in the neutral position of the valve spool 4 or in the state of sliding in the direction away from the centering springs 4a and 4b.
前記バルブスプール４の摺動は、第1,第２ソレノイド5
a,5bにより成される。即ち、バルブ穴11の両端位置のバ
ルブボディ１には、それぞれ、第１ソレノイド5a及び第
２ソレノイド5bが設けられていて、両ソレノイド5a,5b
に通電すると、その発生吸引力によりプランジャ51a,51
bがスライドしてバルブスプール４を押圧するもので、
第１ソレノイド5aへ通電すると、バルブスプール４は図
中右に摺動されて第１出力回路S1の出力液圧P1が上昇さ
れ、逆に、第２ソレノイド5bに通電すると第２出力回路
S2の出力液圧P2が上昇される。The sliding of the valve spool 4 is performed by the first and second solenoids 5
It is made up of a and 5b. That is, the valve body 1 at both ends of the valve hole 11 is provided with a first solenoid 5a and a second solenoid 5b, respectively.
When power is applied to the plungers 51a, 51
b slides to press the valve spool 4,
When the first solenoid 5a is energized, the valve spool 4 is slid to the right in the drawing to increase the output hydraulic pressure P 1 of the first output circuit S1, and conversely, when the second solenoid 5b is energized, the second output circuit
The output hydraulic pressure P 2 of S2 is increased.
尚、プランジャ51a,51bのスライドは、ソレノイド5a,5b
内の各ストッパ面52a,53a,52b,53bにより規制される。
また、プランジャ51a,51bは、それぞれ、ソレノイドス
プリング54a,54bによりバルブスプール４に対してプリ
セット荷重が与えられている。The plungers 51a and 51b slide on the solenoids 5a and 5b.
It is regulated by each stopper surface 52a, 53a, 52b, 53b inside.
The plungers 51a and 51b are applied with preset loads to the valve spool 4 by solenoid springs 54a and 54b, respectively.
前記バルブスプール４の両端部には、軸方向に第１ピス
トン摺動孔63a及び第２ピストン摺動孔63bが形成されて
いて、さらにこのピストン摺動孔63a,63bには、両端が
丸まった円柱形状の第１パイロットピストン64a及び第
２パイロットピストン64bが摺動自在に挿入されてい
る。A first piston sliding hole 63a and a second piston sliding hole 63b are formed in both ends of the valve spool 4 in the axial direction, and both ends of the piston sliding holes 63a, 63b are rounded. A cylindrical first pilot piston 64a and a second pilot piston 64b are slidably inserted.
前記両ピストン摺動孔63a,63bは、バルブスプール４に
形成された第１フィードバック液圧導入孔61a及び第２
フィードバック液圧導入孔61bにより、それぞれ、第１
出力ポート11aと第２出力ポート11bとに連通され、両パ
イロットピストン64a,64bは、一端面側がフィードバッ
ク液圧を受圧する受圧面65a,65bとなっている。The two piston sliding holes 63a, 63b are provided with a first feedback hydraulic pressure introducing hole 61a and a second feedback hydraulic pressure introducing hole 61a formed in the valve spool 4.
The feedback hydraulic pressure introduction hole 61b allows the first
One end surface side of both pilot pistons 64a, 64b, which are connected to the output port 11a and the second output port 11b, are pressure receiving surfaces 65a, 65b for receiving the feedback hydraulic pressure.
また、前記パイロットピストン64a,64bと両ソレノイド5
a,5bのプランジャ51a,51bとの間には、金属製でもよい
が、望ましくは樹脂製で質量の小さなストッパ部材7a,7
bが介在されている。Also, the pilot pistons 64a and 64b and both solenoids 5
Between the plungers 51a, 51b of a, 5b may be made of metal, but is preferably made of resin and has a small mass of stopper members 7a, 7b.
b is interposed.
このストッパ部材7a,7bは、図示するように、底部71a,7
1bを有する円筒形状を成し、底部71a,71bの外側面72a,7
2bが前記バルブスプール４の端面及びパイロットピスト
ン64a,64bの先端の両方に当接可能に形成され、これに
より、プランジャ51a,51bの押圧力がバルブスプール４
及びパイロットピストン64a,64bに伝達可能となってい
る。そして、このストッパ部材7a,7bの底部71a,71bの内
側面73a,73bがプランジャ51a,51bに当接されて配置され
ている。The stopper members 7a, 7b have bottom portions 71a, 7b as shown in the drawing.
The outer surface 72a, 7 of the bottom 71a, 71b has a cylindrical shape with 1b.
2b is formed so as to be able to contact both the end surface of the valve spool 4 and the tips of the pilot pistons 64a, 64b, whereby the pressing force of the plungers 51a, 51b is increased.
And can be transmitted to the pilot pistons 64a and 64b. The inner surfaces 73a, 73b of the bottoms 71a, 71b of the stopper members 7a, 7b are arranged in contact with the plungers 51a, 51b.
また、このストッパ部材7a,7bの、底部71a,71bとは反対
側の端面はストッパ面74a,74bとされ、前記ソレノイド5
a,5bのケーシング55a,55bに形成されたスプリング着座
面56a,56bに当接可能に形成されている。Further, the end surfaces of the stopper members 7a, 7b on the side opposite to the bottom portions 71a, 71b are stopper surfaces 74a, 74b.
The spring seating surfaces 56a, 56b formed on the casings 55a, 55b of the a, 5b are formed so as to be able to contact.
即ち、このストッパ部材7a,7bと、スプリング着座面56
a,56bによって、フィードバック液圧によるパイロット
ピストン64a,64bの摺動を規制するストッパ手段が構成
されている。That is, the stopper members 7a, 7b and the spring seating surface 56
The a and 56b constitute stopper means for restricting the sliding of the pilot pistons 64a and 64b due to the feedback hydraulic pressure.
次に、実施例の作用を説明する。Next, the operation of the embodiment will be described.
（イ）中立時 通常、バルブスプール４はセンタリングスプリング4a,4
bの付勢力によって中立位置に保持されていて、液圧供
給回路２から導かれた高圧の作動液は液圧導入側の絞り
q,sを通過してそれぞれドレーン側の絞りr,tからドレー
ン回路３を通ってリザーバタンクＴへ還流される。(B) At neutral Normally, the valve spool 4 has centering springs 4a, 4
The high-pressure hydraulic fluid, which is held in the neutral position by the urging force of b, is guided from the hydraulic pressure supply circuit 2
After passing through q and s, the throttles r and t on the drain side respectively pass through the drain circuit 3 and are returned to the reservoir tank T.
ところで、ドレーン回路３の途中にはオリフィス100が
設けられているため、このオリフィス100の上流と下流
では着圧が発生していて、オリフィス100の上流のドレ
ーン上流液圧は、オリフィス100の下流のドレーン下流
液圧よりも高くなっている。By the way, since the orifice 100 is provided in the middle of the drain circuit 3, pressure is generated upstream and downstream of the orifice 100, and the drain upstream hydraulic pressure upstream of the orifice 100 is lower than that of the orifice 100. It is higher than the hydraulic pressure downstream of the drain.
よって、オリフィス100よりも上流のドレーン回路３に
対して、絞りr,t及びフィードバック液圧導入孔61a,61b
を介して連通状態のピストン摺動孔63a,63bは、それぞ
れドレーン上流液圧となっており、一方、オリフィス10
0よりも下流のドレーン回路３と連通路101a,101bを介し
連通状態の両背室1a,1bは、ドレーン下流液圧となって
いる。Therefore, for the drain circuit 3 upstream of the orifice 100, the throttles r, t and the feedback hydraulic pressure introduction holes 61a, 61b.
The piston sliding holes 63a, 63b, which are in communication with each other via the
Both back chambers 1a and 1b, which are in communication with the drain circuit 3 downstream of 0 through the communication passages 101a and 101b, have a drain downstream hydraulic pressure.
従って、パイロットピストン64a,64bでは、一端面の受
圧面65a,65bでドレーン上流液圧を受圧し、他端面では
ドレーン下流液圧を受圧しているもので、両パイロット
ピストン64a,64bは、この液圧差に基づいてそれぞれピ
ストン摺動孔63a,63bから両背室1a,1bの突出する方向に
摺動付勢されている。この実施例では、この液圧さによ
る付勢力が、ソレノイドスプリング54a,54bのセット荷
重及び、パイロットピストン64a,64bの制止摩擦係数の
合力よりも大きくなるような差圧が発生するように、オ
リフィス100を設定している。Therefore, in the pilot pistons 64a, 64b, the drain upstream hydraulic pressure is received by the pressure receiving surfaces 65a, 65b at one end surface, and the drain downstream hydraulic pressure is received at the other end surface, and both pilot pistons 64a, 64b are Based on the hydraulic pressure difference, the pistons are slidably urged from the piston sliding holes 63a and 63b in the protruding directions of the two back chambers 1a and 1b. In this embodiment, the orifice so that the biasing force due to this hydraulic pressure generates a differential pressure that is larger than the combined force of the set loads of the solenoid springs 54a and 54b and the stopping friction coefficient of the pilot pistons 64a and 64b. 100 is set.
このため、この中立状態では、両パイロットピストン64
a,64bはストッパ部材7a,7bに規制されるまで摺動した状
態となっていて、ストッパ部材7a,7bの、ストッパ面74
a,74bが、常にスプリング着座面56a,56bに当接され、バ
ルブスプール４の両端面とストッパ部材7a,7bとの間に
はha,hbが形成された状態となっている。Therefore, in this neutral state, both pilot pistons 64
a and 64b are in a sliding state until they are regulated by the stopper members 7a and 7b, and the stopper surfaces 74 of the stopper members 7a and 7b are
The a and 74b are always in contact with the spring seating surfaces 56a and 56b, and ha and hb are formed between both end surfaces of the valve spool 4 and the stopper members 7a and 7b.
（ロ）第１ソレノイド5a駆動時 第１ソレノイド5aに通電すると吸引力が発生し、この吸
引力が、オリフィス100の差圧に基づいて第２パイロッ
トピストン64bに与えられている付勢力からソレノイド
スプリング53aのセット荷重を差し引いた荷重より大き
くなった時点で、プランジャ51a,ストッパ部材7b及び第
２パイロットピストン64bが一体となってバルブスプー
ル４の方向へ移動する。そして、ストッパ部材7bの底部
外側面62bがバルブスプール４の端面に当接して、バル
ブスプール４を図中右方向に押圧して摺動させる。(B) When driving the first solenoid 5a When the first solenoid 5a is energized, a suction force is generated, and this suction force is generated from the biasing force applied to the second pilot piston 64b based on the differential pressure of the orifice 100. When it becomes larger than the load obtained by subtracting the set load of 53a, the plunger 51a, the stopper member 7b, and the second pilot piston 64b move integrally in the direction of the valve spool 4. Then, the bottom outer surface 62b of the stopper member 7b contacts the end surface of the valve spool 4, and pushes the valve spool 4 in the right direction in the drawing to slide it.
このバルブスプール４の摺動により、絞りｑが広がり、
第１出力ポート11a及び第１出力回路S1の出力液圧P1が
上昇される。Due to the sliding of the valve spool 4, the throttle q spreads,
The output hydraulic pressure P 1 of the first output port 11a and the first output circuit S1 is increased.
また、この第１出力ポート11aの液圧は、第１ピストン
摺動孔63aに伝達され、このフィードバック液圧を受圧
面65aで受圧することにより、第１パイロットピストン6
4aは、図中右方向に押圧されるが、この時、第１パイロ
ットピストン64aは、オリフィス100による差圧に基づき
与えられている付勢力によって、既に図中右方向の摺動
が規制された状態となっているため、この出力液圧P1が
第１ピストン摺動孔63aに導かれるのと同時に、このフ
ィードバック液圧の反力がフィードバック力としてバル
ブスプール４に作用し、バルブスプール４が図中左方向
に押し戻される。The hydraulic pressure of the first output port 11a is transmitted to the first piston sliding hole 63a, and the feedback hydraulic pressure is received by the pressure receiving surface 65a, so that the first pilot piston 6
4a is pressed to the right in the drawing, but at this time, the first pilot piston 64a is already restricted from sliding to the right in the drawing by the biasing force applied based on the differential pressure of the orifice 100. Since the output hydraulic pressure P 1 is guided to the first piston sliding hole 63a, the reaction force of the feedback hydraulic pressure acts on the valve spool 4 as a feedback force at the same time because the output hydraulic pressure P 1 is in the state. It is pushed back to the left in the figure.
また、この時、オリフィス100の差圧に基づいた付勢力
は、バルブスプール４を押し戻す方向に作用するため、
このフィードバック力によりバルブスプール４の摺動
は、より一層スムーズになる。Further, at this time, the urging force based on the differential pressure of the orifice 100 acts in the direction to push back the valve spool 4,
This feedback force makes the sliding of the valve spool 4 even smoother.
そして、バルブスプール４が、このフィードバック液圧
の反力（フィードバック力）と、ソレノイド5aによる押
圧力が釣り合う位置に配置されたところで、第１出力回
路S1の出力液圧P1は、第１ソレノイド5aへ通電する電流
値I1に比例した液圧に制御される。Then, when the valve spool 4 is arranged at a position where the reaction force (feedback force) of the feedback hydraulic pressure and the pressing force of the solenoid 5a are balanced, the output hydraulic pressure P 1 of the first output circuit S1 is the first solenoid. The fluid pressure is controlled to be proportional to the current value I 1 flowing to 5a.
（ハ）第２ソレノイド5b駆動時 第２ソレノイド5bに通電した場合には、上記第１ソレノ
イド5a駆動時と逆に、第２出力回路S2の出力液圧P2が上
昇されるもので、その作動は、上記の場合と対称的であ
るので説明を省略する。(C) When the second solenoid 5b is driven When the second solenoid 5b is energized, the output hydraulic pressure P 2 of the second output circuit S2 is increased, contrary to the driving of the first solenoid 5a. Since the operation is symmetrical with the above case, the description is omitted.
以上説明したように、本実施例では、バルブ穴11とバル
ブスプール４との相対摺動部分となる各ランド4a,4b,4
c,4dの部分の両断面形状を楕円形状としたため、軸方向
の摺動は確保しつつ、その周方向の回転は阻止された状
態となり、従って、バルブスプール４の回転によって生
じる出力液圧P1，P2の変動を防止できるようになり、安
定した制御が可能になるという特徴を有している。そし
て、この回転防止によりバルブ穴11とバルブスプール４
の加工精度の善し悪しと出力液圧P1，P2の変動とは無関
係になるので、コストアップにつながることもない。As described above, in this embodiment, the lands 4a, 4b, 4 serving as the relative sliding portions between the valve hole 11 and the valve spool 4 are formed.
Since the cross-sectional shape of the parts c and 4d is elliptical, the circumferential rotation is blocked while the axial sliding is secured, and therefore the output hydraulic pressure P caused by the rotation of the valve spool 4 is It is possible to prevent fluctuations in 1 and P 2 and to have stable control. And by this rotation prevention, the valve hole 11 and the valve spool 4
Since there is no relation between the accuracy of machining accuracy and the fluctuation of the output hydraulic pressures P 1 and P 2 , there is no increase in cost.
また、この実施例では、第１ランド4a及び第２ランド4b
の両側縁コーナー部に球面状の切欠部40を形成したこと
で、バルブスプール４の摺動に対する各絞りq,r,s,tの
開度特性（出力液圧特性）をリニヤにすることができる
という特徴を有している。In addition, in this embodiment, the first land 4a and the second land 4b
Since the spherical notches 40 are formed at both side edge corners, the opening characteristic (output hydraulic pressure characteristic) of each throttle q, r, s, t with respect to the sliding of the valve spool 4 can be made linear. It has the feature that it can.
さらに、この実施例では、ピストンスプリング66a,66b
のセット荷重を、それぞれ、ソレノイドスプリング54b,
54aよりは高めに設定して、両パイロットピストン64a,6
4bのバルブスプール４から突出する方向への摺動を規制
した状態にしたため、両パイロットピストン64a,64bに
対して、フィードバック液圧が作用すると同時に、バル
ブスプールに対し、その反力であるフィードバック力が
作用する。Further, in this embodiment, the piston springs 66a and 66b are
The set load of solenoid spring 54b,
Set higher than 54a, with both pilot pistons 64a, 6
Since the sliding of 4b in the direction projecting from the valve spool 4 is restricted, feedback hydraulic pressure acts on both pilot pistons 64a and 64b, and at the same time, the feedback force, which is the reaction force against the valve spool, is applied. Works.
このため、電流−液圧特性が、液圧の立ち上り初期から
リニヤな特性が得られ、高精度な液圧制御が可能となる
という特徴を有している。For this reason, the current-hydraulic pressure characteristic has a characteristic that a linear characteristic can be obtained from the initial stage of rising of the hydraulic pressure, and the hydraulic pressure control can be performed with high accuracy.
以上、本考案の実施例を図面により詳述してきたが、具
体的な構成はこの実施例に限られるものではなく本考案
の要旨を逸脱しない範囲の設計変更等があっても本考案
に含まれる。The embodiment of the present invention has been described in detail above with reference to the drawings. However, the specific configuration is not limited to this embodiment, and even if there is a design change or the like within the scope not departing from the gist of the present invention, it is included in the present invention. Be done.
例えば、実施例では、ソレノイドがバルブスプールの両
端部に設けられて、２つの出力液圧を制御するタイプの
圧力制御弁を示したが、ソレノイドが１つで、１つの出
力液圧を制御するタイプの圧力制御弁にも本考案を適用
することができ、また、ソレノイドによらず他の液圧手
段等によってバルブスプールを作動させる形式のものに
も適用できる。For example, in the embodiment, the solenoid is provided at both ends of the valve spool to control two output hydraulic pressures, but one solenoid controls one output hydraulic pressure. The present invention can be applied to a pressure control valve of a type, and can also be applied to a type in which the valve spool is operated by another hydraulic means or the like instead of the solenoid.
また、実施例では、バルブ穴及びバルブスプールの全体
を楕円形状にした場合を示したが、全体である必要性は
なく、両者の相対摺動部分の一部のみでもよい。Further, in the embodiment, the case where the valve hole and the valve spool are all elliptical has been shown, but it is not necessary to be the whole and only a part of the relative sliding portion between them may be used.
（考案の効果） 以上説明してきたように、本考案の圧力制御弁にあって
は、楕円形状により、バルブスプールの回転が阻止され
るので、回転によって生じる出力液圧の変動が防止さ
れ、安定した制御が可能になるという効果が得られる、 また、バルブスプールの回転防止により、バルブ穴とバ
ルブスプールの加工精度の善し悪しと出力液圧の変動と
は無関係になるから、コストアップにつながることもな
い。(Effect of the Invention) As described above, in the pressure control valve of the present invention, the elliptical shape prevents the valve spool from rotating, so that the fluctuation of the output hydraulic pressure caused by the rotation is prevented, and the stability is stabilized. It is possible to achieve the effect that it is possible to control, and by preventing the rotation of the valve spool, there is no relation between the machining accuracy of the valve hole and the valve spool and the fluctuation of the output hydraulic pressure, which may lead to an increase in cost. Absent.
第１図は本考案実施例の圧力制御弁を示す断面図、第２
図は第１図II−II線における断面図、第３図はバルブス
プールの要部外観図、第４図及び第５図はバルブスプー
ルの変形例を示す要部外観図である。 １…バルブボディ ２…液圧供給回路 ３…ドレーン回路 ４…バルブスプール 11…バルブ穴 S1…第１出力回路 S2…第２出力回路FIG. 1 is a sectional view showing a pressure control valve according to an embodiment of the present invention, and FIG.
1 is a sectional view taken along the line II-II in FIG. 1, FIG. 3 is an external view of an essential part of a valve spool, and FIGS. 4 and 5 are external views of an essential part showing a modified example of the valve spool. 1 ... Valve body 2 ... hydraulic pressure supply circuit 3 ... drain circuit 4 ... valve spool 11 ... valve hole S1 ... first output circuit S2 ... second output circuit
Claims (1)
スプールの摺動で、液圧供給回路と出力回路及びドレー
ン回路との間の絞り量を制御して出力回路の出力液圧を
制御する圧力制御弁において、 前記バルブ穴とバルブスプールとの相対摺動部分の断面
形状を楕円形状にしたことを特徴とする圧力制御弁。1. An output hydraulic pressure of an output circuit is controlled by sliding a valve spool slidably provided in a valve hole to control a throttle amount between a hydraulic pressure supply circuit and an output circuit and a drain circuit. The pressure control valve according to claim 1, wherein a cross-sectional shape of a relative sliding portion between the valve hole and the valve spool is elliptical.
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP12111589U JPH0744865Y2 (en) | 1989-10-17 | 1989-10-17 | Pressure control valve |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP12111589U JPH0744865Y2 (en) | 1989-10-17 | 1989-10-17 | Pressure control valve |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0359572U JPH0359572U (en) | 1991-06-12 |
| JPH0744865Y2 true JPH0744865Y2 (en) | 1995-10-11 |
Family
ID=31669157
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP12111589U Expired - Lifetime JPH0744865Y2 (en) | 1989-10-17 | 1989-10-17 | Pressure control valve |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPH0744865Y2 (en) |
Families Citing this family (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP6751906B2 (en) | 2015-10-05 | 2020-09-09 | Smc株式会社 | Solenoid valve and manifold type solenoid valve assembly |
-
1989
- 1989-10-17 JP JP12111589U patent/JPH0744865Y2/en not_active Expired - Lifetime
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPH0359572U (en) | 1991-06-12 |
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