JPWO2013150613A1 - 油圧回路 - Google Patents

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Abstract

主回路圧力が所定の圧力を超える場合におけるリリーフ弁装置の減圧作動応答性及び減圧作動信頼性をさらに改善することができる油圧回路を提供する。油圧ポンプを備えた油圧回路において主回路圧力を減圧するためのリリーフ弁装置が、パイロットスプール及びパイロットスプリングを有し、絞り油路を介して主回路から供給される絞り圧と、前記制御圧力及び前記パイロットスプリングの付勢力と、のバランスによって前記パイロットスプールの位置が決定されて、前記絞り油路を介して前記主回路圧力を外部に逃がす第１の弁部と、バルブピストン及びバルブスプリングを有し、前記主回路圧力と、前記絞り圧及び前記バルブスプリングの付勢力と、のバランスによって前記バルブピストンの位置が決定されて、前記主回路圧力を外部に逃がす第２の弁部と、を備える。

Description

本発明は、油圧ポンプを備えた油圧回路における主回路圧力が所定の圧力を超える場合に主回路圧力を減圧するためのリリーフ弁装置を備えた油圧回路に関する。
従来、油圧ポンプを備えた油圧回路における油圧ポンプの吐出流量（吐出圧力）を調節するための流量調節手段を備えた油圧回路において、油圧ポンプの吐出流量の急激な変動が生じた際に、主回路内にサージ圧が現れ、油圧機器、配管、継手、油圧ポンプ駆動装置等が破損に至るおそれがあった。その際に生じるサージ圧は、瞬間的な高圧であり、特定の開弁圧力を設定した固定リリーフ弁が油圧回路に設けられていたとしても、サージ圧を取り除くことが困難であるという問題があった。
具体的に、図５及び図６を参照して説明する。図５は、従来の油圧回路の一構成例を示しており、図６（ａ）〜（ｃ）は、それぞれ、時間軸（ｔ）に対する、主回路圧力、電磁比例減圧弁の制御圧力、及び油圧ポンプの吐出流量を示している。図５に示す油圧回路は、油圧ポンプ８１と、油圧ポンプ８１の吐出流量を調節するための流量調節手段８３と、油圧ポンプ８１の吐出圧力を設定圧力とするために流量調節手段８３に制御圧力を供給する電磁比例減圧弁８５と、主回路圧力を減圧するためのリリーフ弁８７と、クローズドセンター型方向制御弁８９を介して主回路９１に接続されたアクチュエータ９３とを備えている。
このような油圧回路において、開弁圧力が固定された固定リリーフ弁を用いた場合には、図６（ａ）〜（ｃ）に示すように、アクチュエータ９３を急停止させるためにクローズドセンター型方向制御弁８９を閉弁しようと操作すると、油圧ポンプ８１の設定圧力が下がるために電磁比例減圧弁８５の制御圧力が急激に下がり、その結果、流量調節手段８３が作動して油圧ポンプ８１の吐出流量を下げようとする。この時、クローズドセンター型方向制御弁８９は速やかに閉弁するが、油圧ポンプ８１の吐出流量は、電磁比例減圧弁８５が応答してから流量調節手段８３が作動するために吐出流量が下がるまでに遅れが生じる。すると、油圧ポンプ８１の吐出流量が下がるまでの間は、クローズドセンター型方向制御弁８９が閉弁しているにも関わらず、主回路９１内には油圧ポンプ８１によって制御油が吐出されるため、主回路９１内に瞬間的な高圧であるサージ圧が生じる。固定リリーフ弁８７は油圧回路の安全弁として設置されており、開弁圧が高い値に設定されているため、サージ圧に対応できないものとなっている。
これに対して、油圧ポンプの設定圧力を電磁比例減圧弁の制御圧力によって調節し、この制御圧力をパイロット圧力として受けるパイロット式の可変リリーフ弁を用いた油圧回路が提案されている。具体的に、図７に示すように、傾転角を変えるサーボピストン機構を備えた可変容量式ポンプにおいて、サーボピストン機構のサーボ大室１０１から吐出油路へ至る油路に介設され、吐出圧力と制御圧力とを受け吐出圧力と制御圧力との差圧の減少に応じて傾転角を増大させるようにサーボ大室１０１の油圧を調節する差圧式スプール弁１０２と、吐出圧力を受け吐出圧力を減圧してソレノイド駆動電流に応じた制御圧力を発生させる電磁比例減圧制御弁１０３と、吐出圧力を電気信号に変換する圧力検出手段１０４及び吐出流量を電気信号に変換する流量検出手段１０５と、上記両検出手段の出力を受けるとともに圧力設定信号及び流量設定信号を受け、圧力設定信号と検出圧力の偏差と、流量設定信号と検出流量の偏差のうち、傾転角が小さくなる方の偏差に基づいてソレノイド駆動電流を調整して出力する制御手段（制御装置）１０６と、吐出油路に接続されるとともに制御圧力をパイロット圧として受け、設定圧力（開弁圧力）を変更可能なパイロット式リリーフ弁１０７とを備えた可変容量式ポンプの制御装置が開示されている（特許文献１を参照。）。
特開平４−１４３４７１号
特許文献１に記載された可変容量式ポンプの制御装置は、特に明示されてはいないが、図８に示すように、電磁比例減圧制御弁の制御圧力と可変容量式ポンプの設定圧力との関係を示す可変容量式ポンプの圧力特性と、電磁比例減圧制御弁の制御圧力と可変リリーフ弁の設定圧力との関係を示す可変リリーフ弁の圧力特性との差圧ΔPが、制御圧力にかかわらず一定となるように構成されていると考えられる。しかしながら、可変リリーフ弁の圧力特性がこのような特性となっている場合、主回路内の圧力の変動に対しての可変リリーフ弁の減圧作動応答性は改善されるものの、差圧ΔPを小さく設定した場合には、主回路内の圧力変化に対して可変リリーフ弁が意図しない開弁動作をしやすくなる一方、差圧ΔPを大きく設定した場合には、可変リリーフ弁が開弁されにくくなってサージ圧が大きくなるおそれがあった。
そこで、本願発明は、主回路圧力が所定の圧力を超える場合におけるリリーフ弁装置の減圧作動応答性及び減圧作動信頼性をさらに改善することができる油圧回路を提供することを目的とする。
本発明によれば、油圧ポンプを備えた油圧回路であって、前記油圧ポンプの設定圧力を設定するための操作手段と、前記油圧ポンプの吐出流量を調節するための流量調節手段と、前記油圧ポンプの吐出圧力を前記設定圧力とするために前記流量調節手段に制御圧力を供給する制御手段と、主回路圧力が所定の圧力を超える場合に前記主回路圧力を減圧するためのリリーフ弁装置と、クローズドセンター型方向制御弁を介して主回路に接続されたアクチュエータと、を備えた油圧回路において、前記リリーフ弁装置が、パイロットスプール及びパイロットスプリングを有し、絞り油路を介して主回路から供給される絞り圧と、前記制御圧力及び前記パイロットスプリングの付勢力と、のバランスによって前記パイロットスプールの位置が決定されて、前記絞り油路を介して前記主回路圧力を外部に逃がす第１の弁部と、バルブピストン及びバルブスプリングを有し、前記主回路圧力と、前記絞り圧及び前記バルブスプリングの付勢力と、のバランスによって前記バルブピストンの位置が決定されて、前記主回路圧力を外部に逃がす第２の弁部と、を備えることを特徴とする油圧回路が提供され、上述したような問題を解決することができる。
すなわち、本発明の油圧回路においては、パイロット式の可変リリーフ弁構造を有する第１の弁部とは別に第２の弁部を設け、第１の弁部が開弁することに応答して第２の弁部も開弁するように構成しているために、油圧ポンプの設定圧力とリリーフ弁装置の設定圧力との差圧ΔPを所望の大きさに設定して減圧作動信頼性を確保できるとともに、減圧速度が高められて減圧作動応答性を改善することができる。
また、本発明の油圧回路を構成するにあたり、前記第１の弁部の前記パイロットスプールが、前記絞り圧を一方側への押力として受けるとともに、前記制御圧力及び前記パイロットスプリングの付勢力を他方側への押力として受けるものとして構成され、前記第２の弁部の前記バルブピストンが、前記主回路圧力を一方側への押力として受けるとともに、前記絞り圧及び前記バルブスプリングの付勢力を他方側への押力として受けるものとして構成されることが好ましい。
第１の弁部及び第２の弁部をこのように構成することにより、電磁比例減圧弁の制御圧力に応じて第１の弁部の設定圧力が変更されるとともに、第１の弁部の開弁による絞り圧の低下に応じて第２の弁部が開弁されるようになり、リリーフ弁装置の減圧作動信頼性及び減圧作動応答性が改善される。
また、本発明の油圧回路を構成するにあたり、前記リリーフ弁装置の圧力特性は、前記制御圧力が高くなるにしたがい、前記油圧ポンプの設定圧力と前記リリーフ弁装置の設定圧力との差圧が小さくなることが好ましい。
リリーフ弁装置にこのような圧力特性を持たせることにより、電磁比例減圧弁の制御圧力が低いときは油圧ポンプの設定圧力とリリーフ弁装置の設定圧力との差圧を大きく、電磁比例減圧弁の制御圧力が高いときは油圧ポンプの設定圧力とリリーフ弁装置の設定圧力との差圧を小さくすることができる。そのため、主回路圧力が低いときには減圧動作を生じにくくする一方、主回路圧力が高いときには減圧動作を生じやすくすることができる。このとき、主回路圧力が低いときにはサージ圧が高くなりやすいが、主回路圧力自体が低いために、油圧機器等の破損を引き起こすおそれはない。
また、本発明の油圧回路を構成するにあたり、前記第１の弁部の前記パイロットスプールにおける前記絞り圧の受圧面積を、前記制御圧力の受圧面積よりも小さくし、かつ、前記第１の弁部の前記パイロットスプリングのバネ力を調整することにより、前記油圧ポンプの設定圧力と前記リリーフ弁装置の設定圧力との差圧を調整可能とすることが好ましい。
リリーフ弁装置をこのように構成することにより、受圧面積の差に応じて、電磁比例減圧弁の制御圧力が高くなるにしたがい油圧ポンプの設定圧力とリリーフ弁装置の設定圧力との差圧が小さくなる特性を容易に実現することができるとともに、パイロットスプリングのバネ力に応じて、差圧の大きさを所望の大きさに設定することができる。
本実施の形態の油圧回路の一構成例を示す図である。 本実施の形態の油圧回路に備えられたリリーフ弁装置の具体的構成例を示す図である。 本実施の形態の油圧回路において発生するサージ圧について説明するために示す図である。 本実施の形態の油圧回路に備えられたリリーフ弁装置の圧力特性を示す図である。 従来の固定式リリーフ弁を用いた油圧回路を示す図である。 固定式リリーフ弁を用いた油圧回路で発生するサージ圧について説明するために示す図である。 従来の可変式リリーフ弁を用いた油圧回路を示す図である。 従来の可変式リリーフ弁の圧力特性を示す図である。
１．油圧回路の全体的構成
本発明の実施の形態にかかる油圧回路の一構成例について、図面を参照しながら説明する。
図１は、油圧ショベル等に適用され、複数の油圧アクチュエータ１ａ，１ｂの作動を制御する油圧回路の一例を示している。この油圧回路はエンジン等の駆動装置Ｅに接続された二台の可変容量式の油圧ポンプ２ａ，２ｂと、一台の固定容量式の油圧ポンプ１８とを備えている。可変容量式の油圧ポンプ２ａ，２ｂは斜板等のポンプ容量制御機構を備えたアキシャルピストンポンプ等の公知のものである。各アクチュエータ１ａ，１ｂは、油圧ポンプ２ａ，２ｂの吐出圧力が導入される主回路３ａ，３ｂにクローズドセンター型方向制御弁４ａ，４ｂを介して接続されている。
油圧ポンプ２ａ，２ｂの吐出流量あるいは吐出圧力を調節するための流量調節手段１５は、コントロールバルブ６と、コントロールピストン７とを備えている。コントロールバルブ６のスプールの両端には主回路圧力Prealと、バネ５の付勢力と、制御手段としての電磁比例減圧弁１１により制御される制御圧力Pcとが作用するが、スプールの両端には適当なる面積差が与えられており、コントロールバルブ６は然るべく、それらのバランスにより制御されている。
電磁比例減圧弁１１は、制御圧力Pcと、コントローラ１６による制御信号に基づいて入力される制御電流に比例して可変される比例ソレノイド１２が発生する力とのバランスで制御される。
また、クローズドセンター型方向制御弁４ａ，４ｂは、スプールを移動させる比例ソレノイド８ａ，８ｂを備えたもので、電気ジョイスティック等の操作手段９ａ，９ｂが操作されると、操作手段９ａ，９ｂの傾角に応じてコントローラ１６により比例ソレノイド８ａ，８ｂが励磁される。これにより、所望の位置にクローズドセンター型方向制御弁４ａ，４ｂのスプールが移動し、アクチュエータポート１０ａ，１０ｂをその移動距離に応じた開口面積に制御する。その結果、開口面積に応じた流量の制御油がアクチュエータ１ａ，１ｂに供給される。
各クローズドセンター型方向制御弁４ａ，４ｂを操作するための操作手段９ａ，９ｂの傾角などの指令量、又は各クローズドセンター型方向制御弁４ａ，４ｂのスプールの移動量は、センサで電気的に検出され、その指令量又は移動量は各クローズドセンター型方向制御弁４ａ，４ｂの操作量に基づく操作量信号Sとされる。図１の例では、操作手段９ａ，９ｂから、コントローラ１６によって生成される指令電気信号が操作量信号Sとして使用されるようになっている。
操作手段９ａ，９ｂとしては、電気ジョイスティック以外にも、例えば油圧ジョイスティックを使用することもできる。この場合、油圧ジョイスティックによるパイロット圧力を圧力センサなどの圧力検出手段を用いて検出したり、クローズドセンター型方向制御弁のスプール移動量を電気的に検出したりして、これらの値を操作量信号Sとして使用することができる。
上記の操作量信号Sは、油圧ポンプ２ａ，２ｂの設定圧力の設定に用いられる。油圧ポンプ２ａ，２ｂの設定圧力に従い、コントローラ１６から出力される電磁比例減圧弁１１の制御電流が決定され、制御電流に応じた電磁比例減圧弁１１の制御圧力Pcにより流量調節手段１５が制御されることによって、油圧ポンプ２ａ，２ｂの吐出圧力が調節される。油圧ポンプ２ａ，２ｂの設定圧力は、主回路圧力Prealの目標圧力に相当する。
本実施の形態の油圧回路の主回路３ａ，３ｂにはリリーフ弁装置２０が接続されている。このリリーフ弁装置２０は、第１の弁部２１と、第２の弁部３１とを備えている。図２（ａ）に示すように、第１の弁部２１は、パイロットスプール２２とパイロットスプリング２３とを有している。パイロットスプール２２は、絞り通路１９を介して主回路３ａ，３ｂから供給される絞り圧Psを、一方側（図２（ａ）の左方向）への押力として受けるとともに、電磁比例減圧弁１１により制御される制御圧力Pcを、他方側（図２（ａ）の右方向）への押力として受けるものとなっている。また、パイロットスプリング２３は、パイロットスプール２２を他方側（図２（ａ）の右方向）への押力となっている。
絞り圧Psは、基本的には油圧ポンプ２ａ，２ｂの主回路圧力Prealに等しい値となるが、絞り通路１９が設けられていることから、主回路圧力Prealが上昇する初期において絞り圧Psは主回路圧力Prealよりも小さい値となり、主回路圧力Prealが低下する初期において絞り圧Psは主回路圧力Prealよりも大きい値となる。
したがって、絞り圧Psによる一方側への押力と、制御圧力Pcによる押力及びパイロットスプリング２３の付勢力の総和である他方側への押力とのバランスによってパイロットスプール２２の位置が決定される。絞り圧Psとして導入される主回路圧力Prealは第１の弁部２１の入口ポート２４ａにも導かれており、パイロットスプール２２に負荷される一方側への押力が他方側への押力を上回り、パイロットスプール２２が移動して入口ポート２４ａと出口ポート２４ｂとが連通状態となったときに、主回路圧力Prealがタンクに排出される。
また、第２の弁部３１は、バルブピストン３２とバルブスプリング３３とを有している。バルブピストン３２は、入口ポート３４ａを介して主回路圧力Prealを一方側（図２（ａ）の上方側）への押力として受けるとともに、絞り通路１９を介して主回路３ａ，３ｂから供給される絞り圧Psを、他方側（図２（ｂ）の下方側）への押力として受けるものとなっている。また、バルブスプリング３３は、バルブピストン３２を他方側（図２（ａ）の下方側）への押力となっている。
したがって、主回路圧力Prealによる一方側への押力と、絞り圧Psによる押力及びバルブスプリング３３の付勢力の総和である他方側への押力とのバランスによってバルブピストン３２の位置が決定される。そして、一方側への押力が他方側への押力を上回りバルブピストン３２が移動して入口ポート３４ａと出口ポート３４ｂとが連通状態となったときに、主回路圧力Prealがタンクに排出される。
２．リリーフ弁装置の構成例
次に、本実施の形態にかかる油圧回路に設けられるリリーフ弁装置２０の具体的な一構成例について、図２（ａ）〜（ｂ）に基づいて説明する。
図２（ａ）は、パイロットスプール２２の軸方向に沿って切断したリリーフ弁装置２０の断面図を示し、図２（ｂ）は、パイロットスプール２２の軸方向に直交する方向に沿って切断したリリーフ弁装置２０の断面図を示している。
リリーフ弁装置２０に備えられた第１の弁部２１は、ハウジング２９に形成されたスプール孔２８と、このスプール孔２８内を軸方向移動可能に配置されたパイロットスプール２２と、パイロットスプール２２の一端側においてスプール孔２８に固定配置されたピン保持部材２７と、ピン保持部材２７に形成されたピン摺動孔２７ａ内を軸方向移動可能に保持されて、その先端がパイロットスプール２２の一端面に当接するピン２６と、パイロットスプール２２の他端側に配置されてパイロットスプール２２を付勢するパイロットスプリング２３とを備えている。
パイロットスプール２２の軸方向中央部は縮径されて油路２２ａとして構成されており、ハウジング２９に形成された入口ポート２４ａ及び出口ポート２４ｂに連通可能となっている。入口ポート２４ａは、油路２５ａに接続され、この油路２５ａには、絞り圧導入ポート２４ｃも接続されている。すなわち、入口ポート２４ａ及び絞り圧導入ポート２４ｃには、同じ圧力が供給される。油路２５ａは、絞り通路１９を介して主回路３に接続している（図２（ｂ）を参照。）。また、出口ポート２４ｂは、排出油路３７に連通する油路２５ｂに接続している。
ピン保持部材２７には、ピン摺動孔２７ａに連続して圧力導入室２７ｂが形成されており、ピン２６の一端面（図２（ａ）の右端面）がこの圧力導入室２７ｂ内に位置するものとなっている。圧力導入室２７ｂには、絞り圧導入ポート２４ｃを介して圧力（絞り圧Ps）が導入され、ピン２６の右端面が絞り圧Psを受けると、ピン２６はパイロットスプール２２を一方側（図２（ａ）の左方向）に押圧する。
また、パイロットスプリング２３が配置されたスプリング室２８ａには、制御圧力導入ポート２４ｄを介して、電磁比例減圧弁１１によって制御される制御圧力Pcが導入され、パイロットスプール２２の他端面（図２（ａ）の左端面）が制御圧力Pcを受けることにより、パイロットスプール２２はパイロットスプリング２３の付勢力と相俟って他方側（図２（ａ）の右方向）に押圧される。
すなわち、絞り圧Psを受けるピン２６の右端面の受圧面積をA1、制御圧力Pcを受けるパイロットスプール２２の左端面の受圧面積をA2、パイロットスプリング２３の付勢力をFspとすると、パイロットスプール２２の右端面にピン２６を介して作用する一方側への押力Fa、及び左端面に作用する他方側への押力Fbは以下の式で表すことができる。
Ｆａ＝Ｐｓ×Ａ１ …（式１）
Ｆｂ＝Ｐｃ×Ａ２＋Ｆｓｐ …（式２）
したがって、一方側への押力Faが他方側への押力Fbを上回るとき（Ｆａ＞Ｆｂ）に、パイロットスプール２２は一方側（図２（ａ）の左側）へ移動し、他方側への押力Fbが一方側への押力Fa以上のとき（Ｆｂ≧Ｆａ）に、パイロットスプール２２は他方側（図２（ａ）の右側）へ移動する。
Ｆｂ≧Ｆａとなって、パイロットスプール２２がピン保持部材２７に当接した状態では、油路２２ａは入口ポート２４ａのみと連通し、出口ポート２４ｂが閉じられるために、主回路圧力Prealを第１の弁部２１を介してタンクに排出することができない。一方、Ｆａ＞Ｆｂとなって、パイロットスプール２２が一方側（図２（ａ）の左方向）に移動すると、油路２２ａは入口ポート２４ａ及び出口ポート２４ｂに連通することとなるために、主回路圧力Prealを第１の弁部２１を介してタンクに排出可能となる。
また、リリーフ弁装置２０に備えられた第２の弁部３１は、ハウジング２９の挿入孔２９ａに収容されたピストンハウジング３５と、ピストンハウジング３５内に保持されたバルブピストン３２と、バルブピストン３２を下方側に付勢するバルブスプリング３３とを備えている。
ハウジング２９の挿入孔２９ａは、スプール孔２８の軸方向に対して交差する方向に沿って設けられており、挿入孔２９ａと油路２５ａとは連通路２９ｂを介して連通している。ピストンハウジング３５は、軸方向に連続して形成された油路孔３５ａ、及びピストン摺動孔３５ｂを有しており、油路孔３５ａは主回路３に連通している。したがって、バルブピストン３２の下端面は主回路圧力Prealを受けて、一方側（図２（ａ）の上方側）に押圧される。ピストン摺動孔３５ｂには、油路孔３５ａとは反対側の端部からスプリングシート３６が挿入されている。このスプリングシート３６はバルブスプリング３３の上端を受けるスプリングシート部３６ａと、バルブスプリング３３に挿嵌されるロッド部３６ｂとを有している。
バルブピストン３２は、ピストンハウジング３５のシート面３５ｃに当接するシート部３２ａと、外周面がピストン摺動孔３５ｂと摺動してバルブピストン３２の軸方向移動をガイドするガイド部３２ｂとを有している。バルブスプリング３３及びロッド部３６ｂは、ガイド部３２ｂの内部に位置する。スプリングシート３６には軸方向に貫通する油路３６ｃが形成され、バルブピストン３２の内部と連通路２９ｂとを連通している。したがって、油路２５ａの圧力（絞り圧Ps）がバルブピストン３２内に導入され、バルブピストン３２は絞り圧Psを受けることにより、バルブスプリング３３の付勢力と相俟って他方側（図２（ａ）の下方側）に押圧される。
また、ピストンハウジング３５には出口ポート３４ｂとなる排出孔３５ｄが形成され、バルブピストン３２のシート部３２ａがピストンハウジング３５のシート面３５ｃから離れたときに、入口ポート３４ａとしての油路孔３５ａに導入される主回路３の主回路圧力Prealを排出油路３７に導くようになっている。
このように構成された本実施の形態にかかるリリーフ弁装置２０において、主回路圧力Prealが安定した状態においては、主回路圧力Preal、電磁比例減圧弁１１の制御圧力Pc、及びパイロットスプリング２３の付勢力Fspのバランスにより、パイロットスプール２２の一方側への押力Faが他方側への押力Fbよりも小さく（Ｆｂ≧Ｆａ）、第１の弁部２１の入口ポート２４ａと出口ポート２４ｂとは遮断された状態となる。このとき、油路２５ａ内の絞り圧Psは主回路圧力Prealと同等の圧力となるために、バルブスプリング３３の付勢力の分バルブピストン３２を下方側に押圧する力が勝り、第２の弁部３１も開くことはない。
一方、主回路圧力Prealが急激に上昇しはじめると、パイロットスプール２２の一方側への押力Faが他方側への押力Fbを上回り（Ｆａ＞Ｆｂ）、パイロットスプール２２がピン２６に押されて、入口ポート２４ａと出口ポート２４ｂとが連通し、開弁状態となる。その結果、油路２５ａに供給される主回路圧力Prealが油路２５ｂ及び排出油路３７を介して外部（タンク）に排出される。
このとき、絞り通路１９が設けられていることによって、油路２５ａ内の絞り圧Psは、バルブピストン３２の下端面が受ける主回路圧力Prealよりも低くなる。そうすると、バルブピストン３２を下方側に押す力が弱くなり、バルブピストン３２は、バルブスプリング３３の付勢力に打ち勝って上方に移動し、開弁状態となる。これにより、主回路３内の主回路圧力Prealが、油路孔３５ａ、排出孔３５ｄ、及び排出油路３７を介して、外部（タンク）に排出される。このように、本実施の形態にかかるリリーフ弁装置２０では、パイロット式の可変リリーフ弁構造を有する第１の弁部２１が開弁することに伴って、第２の弁部３１も開弁するように構成されている。
図３（ａ）〜（ｃ）は、本実施の形態にかかる油圧回路において主回路圧力Prealを減圧する場合での、主回路圧力Preal、電磁比例減圧弁１１の制御圧力Pc、及び油圧ポンプ２ａ，２ｂの吐出流量の時間軸（ｔ）での変化をそれぞれ示している。電磁比例減圧弁１１の制御圧力Pc及び油圧ポンプ２ａ，２ｂの吐出流量は基本的に図６のものと同様になっている。
この図３（ａ）〜（ｂ）から理解できるように、本実施の形態にかかる油圧回路は、第１の弁部２１の開弁にともなって開弁する第２の弁部３１が設けられているために、減圧作動応答性が良好なものとなって、サージ圧が低く抑えられている。
特に、本実施の形態にかかるリリーフ弁装置２０では、第１の弁部２１において、絞り圧Psを受けるピン２６の受圧面積A1を、制御圧力Pcを受けるパイロットスプール２２の受圧面積A2よりも小さくしている。第１の弁部２１は、上記の式１で示される押力Faが式２で示される押力Fbを上回ったときに開弁する。したがって、リリーフ弁装置２０の圧力特性は、制御圧力Pcが高くなるにしたがって、油圧ポンプ２ａ，２ｂの設定圧力とリリーフ弁装置２０の設定圧力（開弁圧力）との差圧ΔPが小さくなるものとなっている。
具体的に、図４に基づいて説明する。図４は、本実施の形態にかかるリリーフ弁装置２０の圧力特性、及び、油圧ポンプ２ａ，２ｂの圧力特性に関して、電磁比例減圧弁１１によって制御される制御圧力Pcに対する油圧ポンプ２ａ，２ｂの設定圧力の値、及びリリーフ弁装置２０の設定圧力の値を示している。この図４に示すように、本実施の形態にかかるリリーフ弁装置２０の圧力特性の傾きは、油圧ポンプ２ａ，２ｂの圧力特性の傾きよりも小さく、制御圧力Pcが高くなるにしたがって、差圧ΔPが小さくなっている。
したがって、制御圧力Pcが低いとき、すなわち、主回路内圧力Prealが低いときには減圧動作を生じにくくする一方、主回路圧力Prealが高いときには減圧動作を生じやすくすることができる。その結果、主回路３内に、より高いサージ圧が発生することによる油圧機器の破損等を低減することができる。
また、リリーフ弁装置２０の設定圧力と、油圧ポンプ２ａ，２ｂの設定圧力との差圧ΔPの大きさについては、第１の弁部２１のパイロットスプリング２３のバネ力を変えることによって調節することができるものとなっている。したがって、所望の差圧ΔPを容易に得ることができる。
３．効果
以上説明した本実施の形態にかかる油圧回路によれば、パイロット式の可変リリーフ弁構造を有する第１の弁部２１とは別に第２の弁部３１を設け、第１の弁部２１が開弁することに応答して第２の弁部３１も開弁するように構成しているために、油圧ポンプ２ａ，２ｂの設定圧力とリリーフ弁装置２０の設定圧力との差圧ΔPを所望の大きさに設定して減圧作動信頼性を確保できるとともに、減圧速度が高められて減圧作動応答性を改善することができる。
また、本実施の形態にかかる油圧回路において、リリーフ弁装置２０は、減圧作動応答性だけでなく、非作動時における主回路圧力Prealあるいは吐出流量を維持するために、できる限り少ないリーク量が要求されるが、第１の弁部２１の構成部品を小さくすることができるために優れた応答性が得られるとともに、第２の弁部３１をシート式の弁としているためにリーク量が少なく、かつ、開弁時の開口ゲインが大きく瞬間的に大流量の制御油を通過させることができる。したがって、主回路３内に生じるサージ圧を効果的に低減することができる。

Claims (4)

  1. 油圧ポンプを備えた油圧回路であって、前記油圧ポンプの設定圧力を設定するための操作手段と、前記油圧ポンプの吐出流量を調節するための流量調節手段と、前記油圧ポンプの吐出圧力を前記設定圧力とするために前記流量調節手段に制御圧力を供給する制御手段と、主回路圧力が所定の圧力を超える場合に前記主回路圧力を減圧するためのリリーフ弁装置と、クローズドセンター型方向制御弁を介して主回路に接続されたアクチュエータと、を備えた油圧回路において、
    前記リリーフ弁装置が、
    パイロットスプール及びパイロットスプリングを有し、絞り油路を介して主回路から供給される絞り圧と、前記制御圧力及び前記パイロットスプリングの付勢力と、のバランスによって前記パイロットスプールの位置が決定されて、前記絞り油路を介して前記主回路圧力を外部に逃がす第１の弁部と、
    バルブピストン及びバルブスプリングを有し、前記主回路圧力と、前記絞り圧及び前記バルブスプリングの付勢力と、のバランスによって前記バルブピストンの位置が決定されて、前記主回路圧力を外部に逃がす第２の弁部と、
    を備えることを特徴とする油圧回路。
  2. 前記第１の弁部の前記パイロットスプールが、前記絞り圧を一方側への押力として受けるとともに、前記制御圧力及び前記パイロットスプリングの付勢力を他方側への押力として受けるものとして構成され、
    前記第２の弁部の前記バルブピストンが、前記主回路圧力を一方側への押力として受けるとともに、前記絞り圧及び前記バルブスプリングの付勢力を他方側への押力として受けるものとして構成されることを特徴とする請求項１に記載の油圧回路。
  3. 前記リリーフ弁装置の圧力特性は、前記制御圧力が高くなるにしたがい、前記油圧ポンプの設定圧力と前記リリーフ弁装置の設定圧力との差圧が小さくなることを特徴とする請求項１又は２に記載の油圧回路。
  4. 前記第１の弁部の前記パイロットスプールにおける前記絞り圧の受圧面積を、前記制御圧力の受圧面積よりも小さくし、かつ、前記第１の弁部の前記パイロットスプリングのバネ力を調整することにより、前記油圧ポンプの設定圧力と前記リリーフ弁装置の設定圧力との差圧を調整可能とすることを特徴とする請求項１〜３のいずれか一項に記載の油圧回路。
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