WO1998031940A1 - Distributeur dote d'une vanne de distribution - Google Patents

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WO1998031940A1
WO1998031940A1 PCT/JP1998/000197 JP9800197W WO9831940A1 WO 1998031940 A1 WO1998031940 A1 WO 1998031940A1 JP 9800197 W JP9800197 W JP 9800197W WO 9831940 A1 WO9831940 A1 WO 9831940A1
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flow dividing
pressure
directional control
spool
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PCT/JP1998/000197
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Kinya Takahashi
Yoshizumi Nishimura
Yusaku Nozawa
Nobuhiko Ichiki
Minoru Aoki
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Hitachi Construction Machinery Co., Ltd.
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Definitions

  • the present invention relates to a directional control valve with a flow dividing valve, and is particularly used in a hydraulic circuit for operating a plurality of actuators in a construction machine such as a hydraulic excavator, and is provided with a flow dividing valve for securing a flow dividing characteristic in a combined operation. It relates to a directional control valve. Background art
  • a plurality of directional control valves are provided in the discharge path of the hydraulic pump. Supply oil. In this way, when hydraulic oil is supplied simultaneously to a plurality of hydraulic factories, only the hydraulic load with a small load is supplied with hydraulic oil and the hydraulic factor with a large load is supplied. Pressurized oil is no longer supplied.
  • a plurality of directional control valves are provided in the discharge path of a hydraulic pump, and a load sensing difference is provided in a circuit portion between the hydraulic pump and a variable throttle of each directional control valve.
  • a pressure compensating valve that varies the set differential pressure according to the pressure (differential pressure between the maximum load pressure of a plurality of hydraulic factories and the discharge pressure of the hydraulic pump) is provided. Controlling the pressure.
  • a plurality of directional control valves are provided in a discharge path of a hydraulic pump, and a plurality of directional control valves are provided between a variable throttle portion of each directional control valve and each hydraulic actuator.
  • a pressure control valve that responds to the maximum load pressure is provided in the circuit section, and the pressure control valve controls the outlet pressure of the variable throttle to almost the maximum load pressure.
  • the pressure compensating valve described in Japanese Patent Publication No. 4-48896 is referred to as a front-mounted type
  • the pressure control valve described in U.S. Patent No. 5,305,789 is referred to as a rear-mounted type.
  • the front-mounted pressure compensating valve is called a variable pressure compensating valve
  • the rear-mounted pressure compensating valve is called a diversion valve.
  • the maximum load pressure is detected using a shuttle valve and the like, and is guided to the signal path.
  • Fig. 7 shows the hydraulic circuit of Japanese Patent Publication No. 4-48966.
  • the maximum load pressure detected by the shuttle valve 237 is output to the passage 238, and the variable pressure compensation valve 206 provided between the hydraulic pump 201 and each directional control valve 208, 218. , 2 16, the maximum load pressure from the signal passage 238 is transmitted via the signal passages 239, 241.
  • the maximum load pressure is transmitted in this way,
  • FIG. 8 shows a hydraulic circuit of US Pat. No. 5,305,789
  • FIG. 9 shows one embodiment of a valve structure. Further, a modified example is shown in FIG.
  • the flow dividing valve 3 14 also serving as a shuttle valve for detecting the maximum load pressure is connected between the port A and the port B connecting the force directional control valve spool 304 and each hydraulic actuator. Are located.
  • the maximum load pressure detected by the flow dividing valve 3 14 is guided to the signal line 3 08 and further guided to the flow dividing valve 3 14 provided in each directional control valve. In this configuration, on the side of the low load factories, if the pressure of the inlet oil passage 312 of the flow dividing valve 3 14 does not become equal to the maximum detection pressure in the signal passage 3 08, the flow dividing valve 3 14 opens. Absent.
  • FIG. 10 shows an example of a post-mounting type using two flow dividing valves.
  • the pressure oil passing through the flow dividing valve 3 14 passes through the spool again. Flows to the A and B ports without any change. Disclosure of the invention
  • a pressure compensating valve or a pressure control valve is arranged to secure the flow dividing characteristic during combined operation, and this is a type that is equipped with a front-mounted type as shown in Fig. 7. There are post-mounting types as shown in Figs.
  • variable pressure compensating valve 2 0 6 For preamble type, for the functioning of the variable pressure compensating valve 2 0 6, 2 1 6 requires four signals, when the rear-standing, requires only one signal for the functioning of the shunt valve 3 1 4 c Therefore, since the structure of these branch valve parts can be considerably simplified by the post-mounting type, the post-mounting type is advantageous.
  • variable pressure compensating valves 206 and 216 function in front of the spool's metering notch (variable throttle). Flow rate ⁇ Direction control function can be achieved.
  • the metering notch 320 of the spool 304 has only the function of flow control, and the pressure oil after passing through the flow dividing valve 3 14 is discharged.
  • Left and right ports 3 2 3, 3 2 4 and And a spool land part (direction control part) are required, and a bridge passage 3 21 that connects the port 3 23 to the branch valve is also required.
  • the rear-mounted type is advantageous when viewed from the diverting valve, and the front-mounted type is advantageous when viewed from the spool.
  • Fig. 10 proposes a design that reduces the number of lands on the spool part while retaining the advantages of the post-mounting type.
  • This structure uses two shunt valves 3 14 to provide the functions of flow control and directional control.
  • a metering notch 320 with the same number is provided on the same land to reduce the number of lands.
  • the high pressure ports 3255 and the A and B ports are arranged at both ends due to the mounting space of the flow dividing valve 3 14 and the hold check valve 3 22, and the hydraulic oil
  • the low-pressure port 326 connected to the power supply is arranged inside the low-pressure port 326. For this reason,
  • Drain ports 400 are required at both ends of the high-pressure port 3 2 5, and the number of ports formed around the spool increases, which increases the dimension in the spool axis direction and complicates the casing structure. become.
  • the drain port 400 can be omitted if oil seals are attached to both ends of the spool.
  • the resistance of the oil seal increases and a large amount of operating force is required.
  • An oil seal is not required when operating hydraulically, but high-pressure oil may leak into the spool spring chamber, causing a malfunction.
  • the present invention relates to a pair of metering notches formed on a land portion of a spool and having both functions of flow control and direction control, and a pair of actuating ports. And a pair of shunt valves and a pair of hold check valves respectively arranged between a pair of metering notches and a pair of actuating ports.
  • each of the pair of hold check valves is provided with an opening / closing valve having a sheet portion formed on an outer periphery thereof and a pressure of an outlet passage connected to the actuator port;
  • each of the pair of flow dividing valves is slidably mounted at least partially in the hollow spool-shaped valve body, and A front surface faces the inlet passage leading to the metering notch, and a rear surface has a valve body facing the control pressure chamber leading to the signal detection oil passage.
  • a pair of post-flow type flow dividing valves respectively arranged between a pair of metering notches and a pair of actuyue night ports are used as flow dividing valves. Since the valve element of this type is incorporated in the hollow spool-shaped valve element of the hold-tick valve, a tank port (low-pressure port) for outflow control can be arranged outside the actuator port, and a special drain port is provided. In addition to eliminating the need to provide a tank port, the tank port can be arranged outside the actuator port, so that a normal outward-flow relief valve can be used. For this reason, it is possible to simplify the casing structure and equipment, while maintaining the advantage of the post-type flow dividing valve having a small number of signals.
  • two diverting valves are required.However, in a combined operation of a hydraulic excavator, for example, a characteristic in which the function of the diverting valve is killed in a boom raising operation as in a combined operation of a boom and a swing, and in a lowering operation, the characteristic is utilized. Having two diverter valves meets these demands, as they have a variety of characteristics that require different characteristics.
  • the hollow spool-shaped valve element of each of the hold check valves has a shape that balances the force by the pressure of the control pressure chamber.
  • the valve element of the flow dividing valve built in the hollow spool-shaped valve element of the hold check valve operates by balancing the pressure of the inlet passage and the pressure of the control pressure chamber.
  • the pressure in the control pressure chamber also acts on the hollow spool-shaped valve element of the hold check valve, but by forming the hollow spool-shaped valve element into a shape that balances the force of the control pressure chamber,
  • the basic operation of the diverter valve element is the same as that of the conventional one in which the diverter valve and the hold check valve are separated, and there is no risk of malfunction due to the diverter valve being incorporated in the hold check valve.
  • valve element of each of the flow dividing valves is provided.
  • the pressure in the intermediate chamber between the outlet of the flow dividing valve and the inlet of the hold check valve is detected and guided to the control pressure chamber.
  • the function of the conventional shuttle valve for detecting the load pressure can be achieved by the valve element of the flow dividing valve and the hollow spool-shaped valve element of the hold check valve, so that the equipment can be simplified. Further, since the detected load pressure is the pressure in the intermediate chamber between the outlet of the flow dividing valve and the inlet of the hold check valve, there is no problem such as a drop of the load in the factory due to the detection of the load pressure.
  • the load pressure detecting means is formed on at least one of an outer periphery of a valve body of the flow dividing valve and an inner periphery of a hollow spool-shaped valve body of the hold check valve.
  • the valve body of the flow dividing valve follows the hollow spool-shaped valve body of the hold check valve, and the dead zone of the load pressure detecting means is the variable dead zone.
  • the opening area force of the flow dividing valve is increased, and the pressure loss generated in the flow dividing valve can be reduced.
  • the valve element of the flow dividing valve has a diameter on a front side facing the inlet passage larger than a diameter on a rear side facing the control pressure chamber.
  • the hollow spool-shaped valve element of the hold check valve terminates at the seat portion, and the valve element of the flow dividing valve is slidably fitted to a casing to be variable. It has a land that forms an aperture.
  • the hollow spool-shaped valve element does not become a flow path resistance, and pressure loss can be reduced.
  • the hollow spool-shaped valve element of the hold check valve has a spool extension on the inlet passage side from the sheet portion.
  • a radial opening is formed in the long portion, and the valve body of the flow dividing valve has a land that is slidably fitted in the spool extending portion and forms a variable throttle in cooperation with the opening. May be.
  • the spool extension functions as a guide when the hollow spool-shaped valve element of the hold check valve moves, and the movement of the hollow spool-shaped valve element becomes smooth.
  • the valve element of the flow dividing valve has a land located between the inlet passage and a seat portion of the hold check valve.
  • a metering notch that forms a variable aperture is formed at three places. As a result, the pressure loss at the notch portion is reduced, and the movement of the valve body is stabilized and smooth.
  • the three metering notches are formed on the land so that hydraulic pressures acting on respective notch surfaces are balanced with each other.
  • the moving force of the valve element is more stable and smooth.
  • the three metering notches are evenly arranged in a circumferential direction.
  • FIG. 1 is a sectional view of a directional control valve according to a first embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a detailed enlarged view of a main part of the directional control valve shown in FIG.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view taken along the line m--m in FIG.
  • FIGS. 4 (a) to 4 (d) are diagrams showing operating states in a single operation.
  • FIGS. 5 (a) and 5 (b) are diagrams showing an operation state in a composite operation.
  • FIG. 6 (a) is a diagram showing a comparative example where two metering notches are provided
  • FIG. 6 (b) is a cross-sectional view taken along line VI-VI of FIG. 6 (a).
  • FIG. 7 (a) shows a comparative example where four metering notches are provided.
  • FIG. 7 (b) is a cross-sectional view taken along line W--W of FIG. 7 (a).
  • FIG. 8 is a diagram illustrating the balance of the hydraulic pressure acting on the metering notch.
  • FIG. 9 is a diagram showing another shape of a metering notch for balancing hydraulic pressure.
  • FIG. 10 is a sectional view of a directional control valve according to the second embodiment of the present invention.
  • FIG. 11 is a detailed enlarged view of a main part of the directional control valve shown in FIG.
  • FIG. 12 is a circuit diagram of the related art.
  • FIG. 13 is another prior art circuit diagram.
  • FIG. 14 is a structural diagram of the prior art shown in FIG.
  • FIG. 15 is a structural diagram obtained by modifying the conventional technology of FIG. BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
  • FIG. 1 is a cross-sectional view of the directional control valve of the present embodiment, in which a spool 2 is slidably inserted into a casing 1.
  • the spool 2 is provided with one land 4_1 in the center, and two lands 4-2 and 4-3 on each side.
  • the central land 4-1 is provided with inlet notches 6 and 6 for inflow control, which has both functions of flow control and direction control, and the lands 4-2 and 4-2 on both sides are notches.
  • No lands are provided, and furthermore, lands 43, 4-3 on both sides thereof are provided with metering notches 16 and 16 for outflow control.
  • An oil passage 3 is formed in the portion where the central land 4-1 of the casing 1 is located, and this oil passage 3 is connected to the discharge passage 1 O la (same as above) of the hydraulic pump 100 (see FIG. 2). Is performed.
  • oil passages 5, 5 leading to the flow dividing valves 8, 8 are formed with the lands 4-1, 4-1 interposed therebetween.
  • the oil passages 10, 10 on the outlet side of the hold check valves 9, 9 are formed with the oil passage therebetween, and the oil passages 10, 10 are connected to the actuator ports A, B, respectively.
  • the ports A and B are connected to the bottom and rod sides of the actuator 14 respectively.
  • tank ports 15 and 15 are formed on both sides of the oil passages 10 and 10 with the lands 4-3 and 4-3 therebetween, and the tank ports A and B are connected to the tank ports A and B.
  • Outward flow relief valves 70 and 70 are provided between 15 and 15. In this way, the land 4 provided with the metering notches 16
  • tank ports 15 and 15 are formed outside of the 3-4 and 1-3, there is no need to provide a special drain port as in the prior art shown in Fig. 10 and the normal outflow Relief valves 70, 70 can be used.
  • Dividing valves 8, 8 are located in oil passages 7, 7, which are connected to oil passages 5, 5, and a part of them
  • the oil flow of the directional control valve is as follows.
  • the oil discharged from the hydraulic pump 100 (see FIG. 2) is transferred from the oil passage 3 to the oil passage 5 through a left-hand metal notch 6 provided on the spool 2. Flows. At this time, the oil passage 3 and the right oil passage 5 are in a cutoff state. Further, the right oil passage 10 communicates with the tank port 15, and the left oil passage 10 communicates with the tank port 15. The discharged oil flowing into the oil passage 5 opens the flow dividing valve 8 in the oil passage 7 and flows into the signal detection oil passage 13 (described later).
  • the hold check valve 9 is composed of a large-diameter portion 91 having an outer diameter D2 and an inner diameter d2 and a small-diameter portion 92 having an outer diameter D3 (kud2) and an inner diameter d3 (kud2).
  • the hollow spool-shaped valve element 90 is provided with a sheet portion 12 at the tip thereof.
  • the large-diameter part 91 of the hollow spool-shaped valve element 90 is slidably fitted to the casing 1, and the small-diameter part 92 is slidable to the inner diameter of the sleeve 23 inserted into the casing 1. Is fitted.
  • a load pressure chamber 31 is formed between the boundary between the large-diameter portion 91 and the small-diameter portion 92 and the end face of the sleeve 23. Are formed into the load pressure chamber 31.
  • the flow dividing valve 8 has a valve element 80 having a land 11 formed with a metering notch 20 and a stem part 81, and the stem part 81 of the valve element 80 is hollow in the hold check valve 9.
  • the large-diameter portion 91 of the spool-shaped valve body 90 is slidably fitted into the hole portion 9 1 a of the stem 9, and the hollow spool-shaped valve body 90 of the hold-check valve 9 and the stem portion 8 1 of the flow dividing valve 8.
  • a control pressure chamber 30 is formed.
  • the hydraulic pressure of the signal detection oil passage 13 is guided to the control pressure chamber 30 via a slit 21 provided on the outer periphery of the stem portion 81 of the flow dividing valve 8.
  • the signal detection oil passage 13 is formed between the land 11 of the flow dividing valve 8 and the sheet portion 12 of the hold check valve 9 as described later.
  • the outer diameter D3 of the small-diameter portion 92 of the hold check valve 9 and the inner diameter d2 of the large-diameter portion 91 are manufactured to have the same dimensions. It is possible to completely eliminate the effect of the hydraulic pressure in the control pressure chamber 30 acting on the hollow spool-shaped valve element 90 of the hold check valve 9.
  • the control pressure chamber 30 communicates with a spring chamber 28 of the hold chuck valve 9 formed in the sleeve 23 via a hole 27 of the small diameter portion 92 of the hold chuck valve 9.
  • the spring chamber 28 communicates with the outer periphery of the sleeve 23 and a groove 26 formed by the casing 1 through a small hole 25 provided in the sleeve 23.
  • each groove 26 of 1, 2, 1, 3, 1-4,... is provided in the casing 1 in order from the directional control valve 1-1 to 1-2, 1-3, 1-4,.... Are connected by the signal detection oil passage 104-4-1.
  • the signal detection oil passage 104-1 is on the left side, but on the right side, the signal detection oil passage 104-2 is equivalent to the left and right signal oil passages 104-1, 10 4-2 is further connected by a signal oil path 10 4-3, and a signal oil path 10 4 branched from this is connected to one end of a controller 10 2 that controls the discharge amount of the hydraulic pump 100.
  • the maximum load pressure detection signal is transmitted.
  • the controller 102 functions according to the pressure difference between the discharge signal of the hydraulic pump 100 in the signal oil passage 101 and the maximum load pressure signal in the signal oil passage 104. It is set by the spring 106 provided on the signal oil passage 104 with the highest load pressure.
  • Signal oil passage 104 is a controller After transmitting the maximum pressure to 102, it is connected to tank T via restrictor 103.
  • the land 11 of the valve element 80 of the flow dividing valve 8 extends to the oil passage 7 side.
  • the oil passage 7 and the signal detection oil passage 13 are always disconnected from each other by the land 11.
  • the communication between the signal detection oil passage 13 and the oil passage 10 is normally cut off by the seat portion 12 of the hold check valve 9.
  • the land 11 of the valve element 80 of the flow dividing valve 8 has an outer diameter d1 larger than the outer diameter d2 of the stem portion 81 for reducing the fluid force, and is formed between the oil passage 7 and the oil passage 10. Slidably inserted into the through hole 83 provided.
  • the opening 84 on the oil passage 10 side of the through hole 8 3 has an inner diameter D 1 larger than the outer diameter d 1 of the land 11 1 and larger than the outer diameter D 2 of the hold check valve 9 1 9
  • the seat 12 of the hold check valve 9 sits on the edge of the opening 84.
  • an intermediate chamber is formed in the opening 84 between the land 11 of the flow dividing valve 8 and the seat 12 of the hold check valve 9, and this intermediate chamber is connected to the signal detection oil passage 13. Become.
  • valve element 80 of the flow dividing valve 8 is normally urged by the pressure of the control pressure chamber 30 and the spring 29 so as to normally contact the inner wall 7-1 of the oil passage 7, and the hollow spool-shaped valve element of the hold check valve 9 is provided.
  • 90 is urged by the pressure of the load pressure chamber 31 and the spring 24 so that the seat portion 12 touches the edge of the opening portion 84.
  • the metering notch 20 of the flow dividing valve 8 located between the oil passage 7 and the signal detection oil passage 13 has a dead zone X1 in the land 11 and a hollow spool-like shape of the hold check valve 9.
  • the slit 21 for guiding the load pressure of the flow dividing valve 8 in the valve body 90 has a dead zone X2 in the stem portion 81, and has a relationship of XI and X2. When the dead zone X2 becomes 0, the pressure of the signal detection oil passage 13 is guided to the control pressure chamber 30.
  • the dead zone X2 is constant with respect to the hollow spool-shaped valve element 90 of the hold check valve 8, but when the hollow spool-shaped valve element 90 moves leftward in the figure, the hollow spool-shaped This value changes according to the position of the valve body 90. From this, it can be said that the dead zone X2 is a variable dead zone.
  • the metering notches 20 of the flow dividing valve 8 are formed at three places on the circumference of the land 11 as shown in the cross section in FIG. 3, and the three notches 20 of the brackets are equally distributed in the circumferential direction. Formed and arranged.
  • the shape of each metering notch 20 is flat. It is formed by 20a. A portion between the planes 20a of the metering notch 20 is a guide portion 20b.
  • valve element 80 of the flow dividing valve 8 moves to the left and exceeds the dead zone X2 formed by the stem part 81 of the valve element 80 and the hollow spool-shaped valve element 90 of the hold check valve 9,
  • the pressure oil in the signal detection oil passage 13 is guided to the control pressure chamber 30 via a slit 21 provided on the outer periphery of the stem portion 81, and this pressure is transmitted to the signal oil passage 104.
  • the oil flow is only the flow of the throttle 103 provided in the signal oil passage 104, so the discharge pressure of the hydraulic pump 100 in the signal oil passage 101 and the signal oil passage 104 Detection pressure is almost etc.
  • the controller 102 of the hydraulic pump 100 is pushed back to the position (A), and the discharge flow rate of the hydraulic pump 100 increases. Therefore, the pressure in the oil passage 7 rises from the set pressure of the unload valve 105, and the hold check valve 9 is opened ((b) in FIG. 4— (c)). After that, the discharge pressure of the hydraulic pump 100 rises until it becomes higher than the detected pressure of the signal oil passage 104 by a set value, and the steady state is established ((c)-(d); (c) ( d) indicates the state where the flow rate is maximum).
  • the valve element 80 of the branch valve 8 moves to the left in the drawing, if the valve element 80 of the branch valve 8 is in the original position, the slit 21 and the control pressure Since the communication of the chamber 30 is cut off and the pressure of the control pressure chamber 30 decreases, the valve body 80 of the flow dividing valve 8 moves further to the left to secure equilibrium. That is, the valve element 80 of the flow dividing valve 8 follows the hollow spool-shaped valve element 90 of the hold check valve 9, and operates such that the dead zone X2 is variable.
  • the dead zone of the slit for detecting the load pressure since the dead zone of the slit for detecting the load pressure is fixed, the maximum opening area of the flow dividing valve 14 is constant.
  • the variable dead zone is X2
  • the valve element 80 of the diverting valve 8 moves following the hollow spool-shaped valve element 90 of the hold check valve 9 and moves by this amount.
  • the displacement of the valve body 80 of FIG. 8 increases, and the opening area increases. For this reason, the pressure loss generated in the flow dividing valve 8 is reduced.
  • valve body 80 of the flow dividing valve 8 when the valve body 80 of the flow dividing valve 8 is opened and the pressure oil flows from the oil passage 7 to the oil passage 10, a fluid force acts on the valve body 80, and the fluid force The valve body 80 is about to be moved in the valve closing direction.
  • the outer diameter d1 of the land 11 of the valve body 80 of the flow dividing valve 8 is made larger than the outer diameter d2 of the stem portion 81, such a fluid force Can mitigate the effects of Further, even if the outer diameter d l is larger than the outer diameter d 2, the valve body 80 does not fail to assemble.
  • the load pressure of the actuator 14 on the directional control valve 1-2 shown in FIG. 2 is higher than the load pressure of the actuator 14 on the directional control valve 1-1, and the directional control valve 1-2 It is assumed that the diversion valve 8 and the hold check valve 9 on the left side of only the valve are operated so as to operate strongly. In this case, a high-pressure signal is transmitted from the direction control valve 112 to the control pressure chamber 30 of the direction control valve 111 (FIG. 5 (a)).
  • the directional control valve 111 since the directional control valve 111 is on the low pressure load side, a pressure loss corresponding to the load pressure difference between the two actuators must be created between the oil passage 7 and the signal pressure detection passage 13. If the valve body 80 of the directional control valve 11 on the low load side 1-11 is displaced in the same way as the diverter valve 8 on the high load side, the pressure in the oil passage 7 becomes equal to the directional control valve 1 — Since the load pressure of the actuator 14 on the 1 side (low load side) is almost equal, the valve body 80 is returned to the closed side by the high load signal of the control pressure chamber 30. If the valve body 80 is in a state of being too closed, the pressure of the oil passage 7 exceeds the pressure of the control pressure chamber 30 and the valve body 80 is moved to the open side.
  • valve displacement of the shunt valve 8 of the directional control valve 1-1 on the low load side is achieved by the displacement of the dead zone X 1 or more and the dead zone X 2 or less, and the pressure of the high load side becomes the slit 2 1 There will be no backflow to the low-load side akuchiyue via.
  • the load pressure of the directional control valve 1--1 side is higher than the load pressure of the directional control valve 1--2 side, and the shunt flow on the left side only of the directional control valve 1 _ 2
  • the operation when the split valve 8 and the hold check valve 9 on the left side of the directional control valve 11 and 11 are operated to operate the spool 2 is as follows.
  • the control pressure chamber 30 of the directional control valve 111 is different from the case of the single operation of (B) except that the pressure signal is transmitted from the directional control valve 1-2 side instead of the tank pressure. Substantially the same.
  • the dead zone X 2 for detecting the load pressure is a variable dead zone, and the valve element 80 of the flow dividing valve 8 follows the hollow spool-shaped valve element 90 of the hold check valve 9; Therefore, it helps to reduce the pressure loss caused by the diverting valve 8 of the directional control valve 111 on the high pressure side.
  • a pair of post-flow type flow dividing valves 8 was used as the flow dividing valve, and the valve element 80 of each flow dividing valve 8 was built in the valve element (hollow spool-shaped valve element) 90 of the hold check valve 9.
  • the load pressure detecting means is constituted by the slit 21 between the valve element 80 of the flow dividing valve 8 and the hollow spool-shaped valve element 90 of the hold check valve 9, the conventional shuttle valve for load pressure detection is omitted. it can.
  • the actuator 14 associated with the load pressure detection is used. There is no problem such as drop of the load.
  • the metering notches 20 of the flow dividing valve 8 are uniformly formed and arranged at three places on the circumference of the land 11 so that the pressure loss at the notch portion is reduced and the valve body 80 is stabilized. It can move smoothly. Now, this will be further described with reference to FIGS.
  • FIGS. 6 and 7 show, as comparative examples, a case where two metering notches 20 are formed in the circumferential direction of the land 11 and a case where four metering notches are formed.
  • the notch area can be increased and the pressure loss can be reduced.However, the guide part between the notches becomes two places, and the supporting state of the valve body becomes unstable, and the stick And the like are likely to occur.
  • the three ring notches 20 are uniformly formed and arranged on the circumference of the land 11, so that the radial The hydraulic pressure balances, and the movement of the valve body 80 is stable and smooth at this point as well.
  • FIG. 8 is a diagram for explaining this.
  • FIG. 9 shows a modification of the shape of the metering notch.
  • metering Bruno Tutsi 20 of three in order to balance the hydraulic force Fi, F 2, F, uniformly form the metering notch 20 of the three, have been arranged, metering Bruno Tutsi 20 of three always uniformly formed and sequence No need.
  • Figure 9 is an example in which the 3 Tsunome Isseki ring notch in terms 20 A, 20 B 1 (20B 2, the surface 20 A to the plane 20 B "20 B 2 forms a 135 °, the surface 20 20 B 2 forms 90 ° with each other.
  • the surface 20 a, 20 B, 20 area of B 2 are hydraulic mosquito? 2 surface 2 OA hydraulic force Ft is the surface 20 B 208 2, the? 3 1.414
  • the components in the direction perpendicular to the hydraulic pressures of the hydraulic pressures F 2 and F 3 on the surfaces 20 B and 20 B 2 and F 2 x on the surface 2 OA of the surface F 3 are F 2x and F 3x. Assuming that the components in the same direction are F 2y and F 3y , Thus, the valve body 80 can be moved stably and smoothly.
  • FIG. 10 A second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG. 10 and FIG.
  • the same reference numerals are given to members equivalent to those shown in FIGS. 1 and 2, and the description is omitted.
  • the directional control valve of the present embodiment has a valve body 80A of a flow dividing valve 8A and a hollow spool-shaped valve body 90A of a hold check valve 9A having a shape of the first embodiment. And different.
  • the hollow spool-shaped valve element 9OA of the hold check valve 9A further has a spool extension 93 on the oil passage 7 side from the seat portion 12, and the spool extension 93 is connected to the oil passage 7 and the oil passage 7. It is slidably inserted into a through hole 95 formed between the passage 10 and the passage.
  • a radial opening 94 for connecting the signal detection oil passage 13A to the oil passage 10 is formed in the spool extension 93, and the land 11A of the valve body 8OA of the flow dividing valve 8A is connected to the spool extension 93. Slidably fit inside and open The aperture 94 and the land 11 A constitute a variable aperture.
  • the land 11A of the valve element 8OA of the flow dividing valve 8A has an outer diameter d1 larger than the outer diameter d2 of the stem portion 81.
  • the hollow spool-shaped valve element 90 of the hold check valve 9 terminates at the sheet portion 12, when the pressure oil passes through the seat portion 12, the hollow spool-shaped valve body 90 is formed.
  • This valve element 90 has the advantage that pressure resistance can be reduced without causing flow path resistance.
  • the seat portion 21 is free, and there is a concern that the support of the hollow spool-shaped valve element 90 may become unstable.
  • the spool extension portion 93 is provided, the hollow spool-shaped valve element 90A is supported at both ends, the supporting force of the hollow spool-shaped valve element 9OA is stabilized, and the movement is smooth. Becomes Industrial applicability
  • a tank port (low-pressure port) for outflow control can be arranged outside the actuation port, so that it is not necessary to provide a special drain port.
  • the relief valve can be used, and the number of signals is small, leaving the advantages of the post-type shunt valve and simplifying the casing structure and equipment.
  • the function of the conventional shuttle valve for detecting the load pressure can be performed by the valve element of the flow dividing valve and the hollow spool-shaped valve element of the hold check valve, so that the equipment can be further improved. Simplification can be achieved.
  • the detected load pressure is the pressure between the outlet of the flow dividing valve and the inlet of the hold check valve, there is no problem such as a drop in the load of the actuator due to the detection of the load pressure.
  • the valve element of the flow dividing valve moves following the hollow spool-shaped valve element of the hold check valve, and the dead zone of the load pressure detecting means is a variable dead zone.
  • the opening area of the diverter valve can be increased, and the pressure loss generated in the diverter valve can be reduced.
  • the hollow spool-shaped valve element of the hold check valve is sealed. —Because it is terminated at the port, when the pressure oil passes through the seat part, the hollow spool-shaped valve element does not become the flow path resistance, and the pressure loss can be reduced.
  • the spool extension is provided at the end of the seat portion of the hollow spool-shaped valve body, the hollow spool-shaped valve body is supported at both ends, and the movement of the hollow spool-shaped valve body becomes smooth.

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Description

明細書 分流弁付き方向制御弁 技術分野
本発明は分流弁付き方向制御弁に係わり、 特に、 油圧ショベル等の建設機械に おいて複数のァクチユエ一タを作動させる油圧回路に用いられ、 複合操作時の分 流特性を確保する分流弁付き方向制御弁に関する。 背景技術
油圧ポンプの吐出圧油を複数の油圧ァクチユエ一夕に供給するには、 油圧ボン プの吐出路に複数の方向制御弁を設け、 この方向制御弁を切り換えることで各油 圧ァクチユエ一夕に圧油を供給する。 し力、し、 このようにすると複数の油圧ァク チユエ一夕に同時に圧油を供給する際に、 負荷の小さな油圧ァクチユエ一タにの み圧油が供給されて負荷の大きな油圧ァクチユエ一タに圧油が供給されなくなつ てしまう。
このことを解消する油圧回路として、 例えば特公平 4 - 4 8 9 6号公報や米国 特許第 5， 3 0 5， 7 8 9号明細書に記載のものが提案されている。
特公平 4一 4 8 9 6号公報では、 油圧ポンプの吐出路に複数の方向制御弁を設 け、 油圧ポンプと各方向制御弁の可変絞り部との間の回路部分に、 ロードセンシ ング差圧 （複数の油圧ァクチユエ一夕の最高負荷圧と油圧ポンプの吐出圧力との 差圧） に応じて設定差圧を可変とした圧力補償弁を設け、 この圧力補償弁により 可変絞り部の前後差圧を制御している。
米国特許第 5， 3 0 5 , 7 8 9号明細書では、 油圧ポンプの吐出路に複数の方 向制御弁を設け、 各方向制御弁の可変絞り部と各油圧ァクチユエ一夕との間の回 路部分に最高負荷圧応答の圧力制御弁を設け、 この圧力制御弁により可変絞り部 の出側圧力をほぼ最高負荷圧に制御している。
以下、 特公平 4 - 4 8 9 6号公報に記載の圧力補償弁を前置き型と呼び、 米国 特許第 5， 3 0 5 , 7 8 9号明細書に記載の圧力制御弁を後置き型と呼ぶことと し、 前置き型の圧力補償弁を可変圧力補償弁と呼び、 後置き型の圧力制御弁を分 流弁と呼ぶこととする。
更に、 これらの弁を機能させるために最高負荷圧をシャトル弁等を用いて検出 し、 信号通路に導いている。
特公平 4— 4 8 9 6号公報の油圧回路を図 7に示す。 シャトル弁 2 3 7により 検出された最高負荷圧は通路 2 3 8に出力され、 油圧ポンプ 2 0 1と各方向制御 弁 2 0 8， 2 1 8間に設けられた可変圧力補償弁 2 0 6， 2 1 6の一端へ信号通 路 2 3 9 , 2 4 1を介して、 信号通路 2 3 8からの最高負荷圧が伝達されている。 このように最高負荷圧が伝達されると、
方向制御弁 2 0 8側で、
(通路 2 4 0のポンプ圧） ― (通路 2 3 9の最高負荷圧）
= (通路 2 2 5の可変絞り上流圧） ― （通路 2 2 4の可変絞り下流圧） 方向制御弁 2 1 8側で、
(通路 2 4 2のポンプ圧） - (通路 2 4 1の最高負荷圧）
= (通路 2 2 7の可変絞り上流圧） 一 （通路 2 2 6の可変絞り下流圧） となるように可変圧力補償弁 2 0 6， 2 1 6が動作し、
(通路 2 4 0のポンプ圧） = (通路 2 4 2のポンプ圧）
(通路 2 3 9の最高負荷圧） = (通路 2 4 1の最高負荷圧）
であるから、 方向制御弁 2 0 8及び 2 1 8の各可変絞りの前後差圧が等しくな る。
従って、 油圧ァクチユエ一タ 2 1 2 , 2 2 2間に負荷圧差があっても油圧ボン プ 2 0 1の吐出流量は各可変絞りの開口面積比に分流されるから、 小さな負荷圧 を有する油圧ァクチユエ一夕へ優先的に圧油が流れてしまうことは無い。
米国特許第 5， 3 0 5 , 7 8 9号明細書の油圧回路を図 8に示し、 弁の構造実 施例の 1つを図 9に示す。 更に、 変形例を図 1 0に示す。
図 8及び図 9において、 最高負荷圧を検出するシャトル弁を兼用する分流弁 3 1 4力方向制御弁スプール 3 0 4と各油圧ァクチユエ一タを接続する Aポ一ト及 び Bポート間に配置されている。 分流弁 3 1 4で検出された最高負荷圧は信号通 路 3 0 8に導かれ、 更に各方向制御弁に設けられた分流弁 3 1 4へ誘導される。 この構成の場合、 低負荷ァクチユエ一夕側では分流弁 3 1 4の入口油路 3 1 2の 圧力が信号通路 3 0 8内の最高検出圧と等しくならないと分流弁 3 1 4が開弁し ない。
負荷圧差のある複数の油圧ァクチユエ一夕の方向制御弁を同時に操作した時、 操作された方向制御弁の分流弁 3 1 4の入口油路 3 1 2の圧力は全て最高負荷圧 と等しくなる。 その結果、 方向制御弁スプール 3 0 4の可変絞りの前後差圧は全 ての方向制御弁で等しくなる。 従って、 この場合にも負荷圧の大小に関係なくメ —タリングノツチ （可変絞り） 3 2 0の開口面積比に応じて油圧ポンプの吐出流 量カヾ分配される。
後置き型では図 8及び図 9のように一般的に分流弁 3 1 4は 1つである。 後置 き型で分流弁を 2つ用いた例として図 1 0がある。 この図 1 0では、 スプール 3 0 4に設けられたメータリングノツチ 3 2 0は流量'方向制御の両機能を持つか ら、 分流弁 3 1 4を通過した圧油は再度スプール部分を経由することなく A, B ポートへと流れる。 発明の開示
以上のように複数のァクチユエ一タを作動させる油圧回路では、 複合操作時の 分流特性を確保するために圧力補償弁又は圧力制御弁が配置され、 これには図 7 に示すような前置き型と図 8、 図 9に示すような後置き型がある。
前置き型の場合、 可変圧力補償弁 2 0 6 , 2 1 6を機能させるのに 4つの信号 を必要とし、 後置き型の場合、 分流弁 3 1 4を機能させるのに 1つの信号で済む c 従って、 これらの分流弁部の構造は後置き型でかなり簡素化できるので、 後置き 型が有利である。
一方、 スプールが設置される部分で比較すると、 前置き型は可変圧力補償弁 2 0 6 , 2 1 6がスプールのメ一タリングノツチ （可変絞り） の手前で機能してお り、 1つのスプールランドで流量 ·方向制御の機能を達成できる。
後置き型の場合、 一般的には図 9に見られる如く、 スプール 3 0 4のメータリ ングノツチ 3 2 0は流量制御の機能のみしか持たず、 分流弁 3 1 4を通過した後 の圧油を A， Bどちらのポー卜へ流すかを決める左右のポート 3 2 3， 3 2 4及 びスプールランド部 （方向制御部） を必要とし、 ポート 3 2 3と分流弁部を接続 するプリッジ通路 3 2 1も必要となる。
以上より、 分流弁部で見ると後置き型が有利で、 スプール部分で見ると前置き 型が有利である。
後置き型の有利さを残し、 スプール部分のランド数を減らす工夫をしたものが 図 1 0の提案であり、 この構造では分流弁 3 1 4を 2つ用い、 流量制御と方向制 御の機能を合わせ持つメータリングノツチ 3 2 0を同じランドに設け、 ランド数 を減らしている。 し力、し、 この構造の場合、 分流弁 3 1 4とホールドチヱック弁 3 2 2の取り付けスペースの関係から高圧ポ一ト 3 2 5及び A, Bポー卜が両端 に配置され、 作動油夕ンクへ接続される低圧ポ一ト 3 2 6がその内側に配置され る構造となっている。 このため、
1 ) 高圧ポート 3 2 5の両端にドレーンポート 4 0 0を必要とし、 スプールの 周囲に形成されるポ一卜の数が増え、 この分だけスプール軸方向の寸法が大きく なり、 ケーシング構造が複雑になる。 直接メカニカルにスプールを動かす場合、 スプール両端にオイルシールを取り付ければドレ一ンポート 4 0 0は省略できる が、 この場合はオイルシールの抵抗力増加し、 多大の操作力が必要になる。
油圧的に動かす場合オイルシールは必要ないが、 スプール用ばね室へ高圧油が 洩れ、 誤動作を起こさせる危険がある。
2 ) 低圧ポ一ト 3 2 6とドレ一ンポート 4 0 0を同じ断面内で接続できないか ら、 スタックタイプでケ一シングを構成する場合ケーシング間の接続が面倒にな る。
3 ) 更に、 図 9で用いられる外向き流れのリリーフ弁 5 0 0を用いることがで きなくなり、 図 1 0の場合は内向き流れの特殊なリリーフ弁 5 0 1が必要になる c 本発明の目的は、 後置き型の分流弁を備えたものでケ一シング構造及び機器を 簡素化した分流弁付き方向制御弁を提供することである。
( 1 ) 上記目的を達成するために、 本発明は、 スプールのランド部に形成され、 流量制御と方向制御の両機能を合わせ持つ 1対のメータリングノツチと、 1対の ァクチユエ一夕ポー卜と、 1対のメータリングノツチと 1対のァクチユエ一夕ポ 一トとの間にそれぞれ配置された 1対の分流弁及び 1対のホールドチヱック弁と を備えた分流弁付き方向制御弁において、 （a ) 前記 1対のホールドチェック弁 は、 それぞれ、 開閉弁を構成するシ一卜部が外周に形成されかつ前記ァクチユエ —タポー卜につながる出口通路の圧力が閉弁方向に作用する中空スプール状の弁 体を有し、 （ b ) 前記 1対の分流弁は、 それぞれ、 少なくとも部分的に前記中空 スプール状の弁体内に摺動自在に内装され、 かつ前面が前記メータリングノツチ につながる入口通路に面し、 背面が信号検出油路につながる制御圧室に面した弁 体を有するものとする。
以上のように構成した本発明では、 分流弁として 1対のメータリングノッチと 1対のァクチユエ一夕ポートとの間にそれぞれ配置された後置き型の 1対の分流 弁を用い、 各分流弁の弁体をホールドチ ック弁の中空スプール状の弁体に内蔵 させたので、 ァクチユエ一タポートの外側に流出制御用のタンクポート （低圧ポ —ト） を配置できるようになり、 特別なドレンポートを設ける必要がなくなると 共に、 ァクチユエ一タポートの外側にタンクポートを配置できるので、 通常の外 向き流れのリリーフ弁を用いることができる。 このため、 信号の数が少ない後置 き型分流弁の有利さを残し、 ケ一シング構造及び機器を簡素化できる。
なお、 本発明では分流弁が 2つ必要となるが、 油圧ショベルの複合操作では、 例えばブームと旋回の複合操作のようにブームの上げ操作では分流弁の機能を殺 した特性、 下げ操作では生かした特性が欲しいといったバラィテ一に富んだもの となるので、 2つの分流弁を持つことはこれらの要求に答えるものである。
( 2 )上記 （1 ) において、 好ましくは、 前記各ホールドチェック弁の中空スプ ール状の弁体は、 前記制御圧室の圧力による力力バランスする形状を有している。 ホールドチヱック弁の中空スプール状の弁体に内蔵された分流弁の弁体は入口 通路の圧力と制御圧室の圧力の力のバランスにより動作する。 このとき、 制御圧 室の圧力はホールドチェック弁の中空スプール状の弁体にも作用するが、 この中 空スプール状の弁体を制御圧室の圧力の力力バランスする形状とすることにより、 分流弁の弁体の基本的な動作は分流弁とホールドチ ック弁とを分離した従来の ものと同等となり、 分流弁の弁体をホールドチエック弁に内蔵したことによる誤 動作の恐れが無くなる。
( 3 ) また、 上記 （1 ) 又は （2 ) において、 好ましくは、 前記各分流弁の弁体 は、 前記ホールドチヱック弁の中空スプール状の弁体との間に、 前記入口通路の 圧力と前記制御圧室の圧力とのバランスで開閉する負荷圧検出手段を形成し、 こ の負荷圧検出手段により分流弁の出口部とホールドチェック弁の入口部間の中間 室の圧力を検出し前記制御圧力室に導く。
これにより、 分流弁の弁体とホールドチヱック弁の中空スプール状の弁体とで 従来の負荷圧検出用のシャトル弁の機能を果たせるので、 機器の簡素化が図れる。 また、 検出される負荷圧は分流弁の出口部とホールドチェック弁の入口部間の中 間室の圧力であるから、 負荷圧検出に伴うァクチユエ一夕の負荷の落下等の問題 は生じない。
( 4 )上記 （3 ) において、 好ましくは、 前記負荷圧検出手段は、 前記分流弁の 弁体の外周と前記ホールドチェック弁の中空スプール状の弁体の内周の少なくと も一方に形成されたスリットと、 前記分流弁の弁体が前記ホールドチェック弁の 中空スプール状の弁体に対して所定距離以上移動して初めて前記中間室を前記制 御圧力室に前記スリットを介して連通させる不感帯とを有する。
これにより、 ホールドチェック弁が開弁するとき、 分流弁の弁体はホールドチ ェック弁の中空スプール状の弁体に追従して動き、 負荷圧検出手段の不感帯が可 変不感帯となので、 この分だけ分流弁の開口面積力増大し、 分流弁で生ずる圧力 損失を軽減できる。
( 5 ) また、 上記 （1 ) において、 好ましくは、 前記分流弁の弁体は、 前記制御 圧室に面する背面側の直径より前記入口通路に面する前面側の直径を大きくする これにより、 分流弁を通過して圧油が流れるとき、 分流弁の弁体に作用す流体 力の影響を緩和することができる。
( 6 ) 更に、 上記 （1 ) において、 好ましくは、 前記ホールドチヱック弁の中空 スプール状の弁体は前記シート部で終端し、 前記分流弁の弁体は、 ケーシングに 摺動自在に嵌合し可変絞りを構成するランドを有している。
これにより、 ホールドチヱック弁のシート部を圧油が流れるとき、 中空スプ一 ル状の弁体は流路抵抗にならず、 圧力損失を軽減できる。
( 7 ) また、 上記 （1 ) において、 前記ホールドチヱック弁の中空スプール状の 弁体は前記シ一ト部より入口通路側にスプール延長部分を有し、 このスプール延 長部分に径方向の開口を形成すると共に、 前記分流弁の弁体は、 前記スプール延 長部分内に摺動自在に嵌合し、 前記開口と協働して可変絞りを構成するランドを 有してもよい。
これによりスプール延長部分はホールドチヱック弁の中空スプール状の弁体が 動くときのガイドとして機能し、 中空スプール状の弁体の動きがスムーズとなる。
(8) また、 上記 （1) において、 好ましくは、 前記分流弁の弁体は、 前記入口 通路と前記ホールドチェック弁のシート部との間に位置するランドを有し、 この ランドの円周上の 3箇所に可変絞りを構成するメータリングノツチを形成する。 これによりノッチ部分での圧力損失も低減しかつ弁体の動きも安定しスムーズ となる。
(9)更に、 上記 （8) において、 好ましくは、 前記 3箇所のメータリングノッ チは、 それぞれのノツチ面に作用する油圧力が互いにバランスするように前記ラ ンドに形成されている。
これにより弁体の動き力、'一層安定しスムーズとなる。
(10) また、 上記 （8) において、 好ましくは、 前記 3箇所のメータリングノ ツチは、 円周方向に均等に配列されている。
これによりそれぞれのノツチ面に作用する油圧力が互いにバランスし、 弁体の 動き力一層安定しスムーズとなる。 図面の簡単な説明
図 1は、 本発明の第 1の実施形態による方向制御弁の断面図である。
図 2は、 図 1に示す方向制御弁の主要部分の詳細拡大図である。
図 3は、 図 2の m— m線断面図である。
図 4 (a) 〜 （d) は、 単独操作での動作状態を示す図である。
図 5 (a) 及び （b) は、 複合操作での動作状態を示す図である。
図 6 (a) は、 メータリングノッチを 2箇所設けた場合の比較例を示す図であ り、 図 6 (b) は図 6 (a) の VI— VI線断面図である。
図 7 (a) は、 メータリングノッチを 4箇所設けた場合の比較例を示す図であ り、 図 7 ( b ) は図 7 ( a ) の W— W線断面図である。
図 8は、 メータリングノツチに作用する油圧力のバランスを説明する図である。 図 9は、 油圧力力バランスするメ一タリングノツチの他の形状を示す図である。 図 1 0は、 本発明の第 2の実施形態による方向制御弁の断面図である。
図 1 1は、 図 1 0に示す方向制御弁の主要部分の詳細拡大図である。
図 1 2は、 従来技術の回路図である。
図 1 3は、 他の従来技術の回路図である。
図 1 4は、 図 1 3に示す従来技術の構造図である。
図 1 5は、 図 1 3の従来技術を変形した構造図である。 発明を実施するための最良の形態
以下、 本発明の実施形態を図面により説明する。
まず、 本発明の第 1の実施形態を図 1〜図 9により説明する。
図 1は本実施形態の方向制御弁の断面図であり、 ケーシング 1の中にスプール 2力摺動自在に挿入されている。 スプール 2には中央部に 1つのランド 4 _ 1が 設けられ、 その両側にランド 4— 2， 4— 3が 2つづつ設けられている。 中央の ランド 4一 1には、 流量制御と方向制御の両機能を合わせ持つ流入制御用のメ一 夕リングノッチ 6 , 6が設けられ、 その両側のランド 4— 2 , 4— 2にはノッチ は設けられておらず、 更にその両側のランド 4一 3 , 4— 3には流出制御用のメ —タリングノッチ 1 6 , 1 6が設けられている。
ケ一シング 1の中央ランド 4— 1が位置する部分には油通路 3が形成され、 こ の油通路 3は油圧ポンプ 1 0 0 (図 2参照） の吐出路 1 O l a (同） に接続され る。 油通路 3の両側にはランド 4— 1 , 4— 1を挟んで分流弁 8 , 8へ通じる油 通路 5 , 5が形成され、 油通路 5 , 5の両側にランド 4— 2， 4— 2を挟んでホ 一ルドチヱック弁 9， 9の出口側油通路 1 0， 1 0が形成され、 この油通路 1 0 , 1 0はァクチユエ一タポート A， Bにそれぞれ接続されている。 ァクチユエ一夕 ポート A， Bはァクチユエ一夕 1 4のボトム側及びロッ ド側にそれぞれ接続され ている。 更に、 油通路 1 0 , 1 0の両側にランド 4— 3 , 4— 3を挟んでタンク ポート 1 5， 1 5が形成され、 かつァクチユエ一夕ポート A, Bとタンクポート 1 5， 1 5の間には外向き流れのリリーフ弁 7 0、 7 0が設置されている。 このように流出制御用のメータリングノッチ 1 6 , 1 6が設けられたランド 4
- 3 , 4一 3の外側にタンクポート 1 5 , 1 5が形成されているので、 図 1 0に 示す従来技術のように特別なドレンポートを設ける必要は無く、 また通常の外向 き流れのリリーフ弁 7 0， 7 0を使用できる。
分流弁 8， 8は油通路 5 , 5につながる油通路 7， 7に位置し、 かつ一部がホ
—ルドチ ック弁 9 , 9に内蔵されている （後述） 。
方向制御弁の油の流れは次のようになる。
スプール 2を例えば図示右側へ動かすと、 油圧ポンプ 1 0 0 (図 2参照） の吐 出油はスプール 2に設けられた左側のメ一タリングノツチ 6を介して油通路 3か ら油通路 5へと流れる。 この時、 油通路 3と右側の油通路 5は遮断状態にある。 更に、 右側の油通路 1 0とタンクポート 1 5が連通し、 左側の油通路 1 0とタン クポート 1 5間は遮断状態にある。 油通路 5へ流入した吐出油は油通路 7部にあ る分流弁 8を開弁し、 信号検出油路 1 3 (後述） に流入する。 油圧ポンプの吐出 圧が油通路 1 0内の負荷圧よりも高い場合はホールドチェック弁 9を開弁し、 信 号検出油路 1 3から油通路 1 0へ流れ込み、 ァクチユエ一タポート Aを介しァク チユエ一夕 1 4のボトム側へ流れる。 ァクチユエ一タ 1 4のロッド側からの戻り 油はァクチユエ一タポート Bを経て右側の油通路 1 0からスプール 2に設けられ たメ一タリングノツチ 1 6を介してタンクポート 1 5へ還流される。
方向制御弁の全体構成及び油の流れは以上のようである。 次に、 分流弁 8及び ホールドチヱック弁 9の詳細について図 2を基に説明する。
図 2において、 ホールドチヱック弁 9は外径 D 2及び内径 d 2を持つ大径部 9 1と外径 D 3 (く D 2 ) 及び内径 d 3 (く d 2 ) を持つ小径部 9 2とからなる中 空スプール状の弁体 9 0を有し、 中空スプール状の弁体 9 0の先端にはシ一ト部 1 2が設けられている。 中空スプール状の弁体 9 0の大径部 9 1はケーシング 1 と摺動自在に嵌合し、 小径部 9 2はケ一シング 1内に挿入されたスリーブ 2 3の 内径部と摺動自在に嵌合している。 大径部 9 1と小径部 9 2の境界段部とスリ一 ブ 2 3の端面間には負荷圧室 3 1が形成され、 大径部 9 1の外周には油通路 1 0 から負荷圧を負荷圧室 3 1へ誘導する複数のスリット 2 2が形成されている。 分流弁 8はメータリングノツチ 2 0が形成されたランド 1 1とステム部 8 1と を備えた弁体 8 0を有し、 弁体 8 0のステム部 8 1がホールドチェック弁 9の中 空スプール状の弁体 9 0の大径部 9 1の穴部 9 1 aに摺動自在に嵌合し、 ホール ドチヱック弁 9の中空スプール状の弁体 9 0と分流弁 8のステム部 8 1とで制御 圧室 3 0を形成している。 この制御圧室 3 0には分流弁 8のステム部 8 1の外周 に設けられたスリット 2 1を介して信号検出油路 1 3の油圧が誘導される。 信号 検出油路 1 3は、 後述する如く分流弁 8のランド 1 1とホールドチヱック弁 9の シ一ト部 1 2との間に形成されている。
また、 ホールドチヱック弁 9の小径部 9 2の外径 D 3と大径部 9 1の内径 d 2 ( =分流弁 8のステム部 8 1の外径） は同一寸法に製作されており、 これにより 制御圧室 3 0内の油圧がホールドチヱック弁 9の中空スプール状の弁体 9 0に作 用する力の影響を全く無くすことができる。
制御圧室 3 0はホールドチヱック弁 9の小径部 9 2の穴部 2 7を介してスリ一 ブ 2 3内に形成されたホールドチヱック弁 9のばね室 2 8と連通している。 この ばね室 2 8はスリーブ 2 3に設けられた小孔 2 5を介し、 スリーブ 2 3の外周と ケーシング 1で形成する溝 2 6に通じている。
ここで、 複数の方向制御弁を想定し、 図示の方向制御弁を 1 一 1、 それ以外の 方向制御弁を順番に 1 一 2， 1 一 3， 1—4 , …とすると、 方向制御弁 1 一 2， 1 一 3 , 1—4， …の各溝 2 6は方向制御弁 1— 1から順に 1— 2 , 1— 3 , 1 —4， …へと、 ケ一シング 1に設けられた信号検出油路 1 0 4— 1で連結されて いる。
また、 図 2において信号検出油路 1 0 4— 1は左側のものであるが、 右側は 1 0 4— 2がこの信号検出油路に相当し、 左右の信号油路 1 0 4— 1 , 1 0 4 - 2 は更に信号油路 1 0 4— 3で結合され、 ここから分岐した信号油路 1 0 4は油圧 ポンプ 1 0 0の吐出量を制御する制御器 1 0 2の一端に接続され、 最高負荷圧の 検出信号が伝えられる。
制御器 1 0 2は、 信号油路 1 0 1内の油圧ポンプ 1 0 0の吐出信号と信号油路 1 0 4内の最高負荷圧信号との差圧に応じて機能し、 この差圧は最高負荷圧の信 号油路 1 0 4側に設けられたばね 1 0 6で設定される。 信号油路 1 0 4は制御器 1 0 2へ最高圧を伝達した後、 絞り 1 0 3を介しタンク Tへ接続される。
分流弁 8の弁体 8 0のランド 1 1の部分は油通路 7側へ伸びている。 油通路 7 と信号検出油路 1 3はランド 1 1により常時は連通を断たれている。 また、 信号 検出油路 1 3と油通路 1 0の間はホールドチヱック弁 9のシート部 1 2により常 時は連通を断たれている。
分流弁 8の弁体 8 0のランド 1 1は流体力低減のためステム部 8 1の外径 d 2 より大きい外径 d 1を有し、 油通路 7と油通路 1 0との間に形成された貫通穴 8 3に摺動自在に挿入されている。 貫通穴 8 3の油通路 1 0側の開口部 8 4はラン ド 1 1の外径 d 1より大きくホールドチェック弁 9の大径部 9 1の外径 D 2より 小さい内径 D 1を有し、 この開口部 8 4のエツジにホールドチェック弁 9のシ一 卜部 1 2が角虫座する。 これにより開口部 8 4には、 分流弁 8のランド 1 1とホ一 ルドチヱック弁 9のシ一卜部 1 2との間の中間室が形成され、 この中間室が上記 信号検出油路 1 3となる。
分流弁 8の弁体 8 0は制御圧室 3 0の圧力及びばね 2 9により常時は油通路 7 の内壁 7— 1に当たるよう付勢されており、 ホールドチヱック弁 9の中空スプー ル状の弁体 9 0は負荷圧室 3 1の圧力及びばね 2 4によりシート部 1 2が開口部 8 4のエツジに触座するよう付勢されている。
更に、 油通路 7と信号検出油路 1 3の間に位置する分流弁 8のメータリングノ ツチ 2 0はランド 1 1に不感帯 X 1を有し、 ホールドチェック弁 9の中空スプ一 ル状の弁体 9 0内にある分流弁 8の負荷圧誘導のためのスリッ ト 2 1はステム部 8 1に不感帯 X 2を有し、 X Iく X 2の関係にある。 不感帯 X 2が 0になると信 号検出油路 1 3の圧力が制御圧室 3 0へ誘導される。
ここで、 不感帯 X 2はホールドチヱック弁 8の中空スプール状の弁体 9 0に対 しては一定であるが、 中空スプール状の弁体 9 0が図示左方向に移動すると、 中 空スプール状の弁体 9 0の位置に応じて変化する値である。 このことから、 不感 帯 X 2は可変不感帯といえる。
また、 分流弁 8のメータリングノッチ 2 0は、 図 3に断面で示すようにランド 1 1の円周上に 3箇所形成されており、 かっこの 3箇所のノッチ 2 0は円周方向 に均等に形成、 配列されている。 また、 各メ一タリングノツチ 2 0の形状は平面 2 0 aにより形成されている。 メータリングノツチ 2 0の平面 2 0 aの間の部分 はガイド部 2 0 bとなる。
次に、 以上のように構成した方向制御弁の動作機能を図 4及び図 5を用いて説 明する。 図 4及び図 5中で矢印に付されている数字は、 一例として当該矢印部位 の圧力を示すものである。
( A) 中立時
いずれの方向制御弁も操作されず、 スプール 2が図 1に示す中立位置にあると き、 信号検出油路 1 0 4はほぼタンク圧になっているから、 油圧ポンプ 1 0 0の 制御器 1 0 2は図 2の （B ) の位置にあり、 油圧ポンプ 1 0 0の吐出量は設定さ れた最低吐出量に保持されている。 この最低吐出量はアン口一ド弁 1 0 5を介し てタンク Tへ還流される。 この時、 ホールドチヱック弁 9の中空スプール状の弁 体 9 0は負荷圧室 3 1の圧力及びばね 2 4によりシ一ト部 1 2が開口部 8 4のェ ッジに触座するよう付勢されており、 ァクチユエ一タ 1 4に負荷がかかっていて も負荷の落下は生じない （図 4の （a ) 参照） 。
( B ) 単独操作時
図 1に示す方向制御弁 1 - 1を操作し、 スプール 2を例えば図示右方向に動か すと、 油通路 3から左側の油通路 5 , 7へ吐出圧油が流れ込む。 この時の圧力は アン口一ド弁 1 0 5の設定圧であるが、 分流弁 8の制御圧室 3 0の圧力はほぼ夕 ンク圧に近いので、 左方へ分流弁 8の弁体 8 0を移動させる （図 4の （a )一 ( b ) ) 。 分流弁 8の弁体 8 0が不感帯 X Iだけ移動するとメータリングノッチ 2 0が開くことで弁体 8 0が開弁し、 油通路 7と信号検出油路 1 3が連通する。 この時、 ホールドチヱック弁 9の負荷圧室 3 1の圧力がアン口一ド弁 1 0 5の設 定圧以上であると、 ホールドチヱック弁 9は閉じたままである。
更に、 分流弁 8の弁体 8 0が左方へ移動し弁体 8 0のステム部 8 1とホールド チェック弁 9の中空スプール状の弁体 9 0で形成する不感帯 X 2を超えると、 信 号検出油路 1 3の圧油がステム部 8 1の外周に設けられたスリッ ト 2 1を介して 制御圧室 3 0へ誘導され、 この圧力は信号油路 1 0 4へ伝えられる。 この時、 油 の流れは信号油路 1 0 4に設けられた絞り 1 0 3の流れのみであるから、 信号油 路 1 0 1の油圧ポンプ 1 0 0の吐出圧と信号油路 1 0 4の検出圧力はほとんど等 しく、 従って油圧ポンプ 1 0 0の制御器 1 0 2を （A ) の位置に押し戻し、 油圧 ポンプ 1 0 0の吐出流量が増加する。 このため、 油通路 7の圧力がアンロード弁 1 0 5の設定圧から上昇し、 ホールドチヱック弁 9を開弁するに至る （図 4の ( b ) — ( c ) ) 。 その後、 油圧ポンプ 1 0 0の吐出圧が信号油路 1 0 4の検出 圧力より設定値だけ高くなるまで上昇し、 定常状態となる （図 4の （c )一 ( d ) ； ( c ) ( d ) は通過流量が最大の状態を示す） 。
以上の過程で、 最高負荷圧として検出され信号油路 1 0 4へ誘導される圧油は 油圧ポンプ 1 0 0の吐出圧油であるから、 負荷圧検出に伴うァクチユエ一タ 1 4 の負荷の落下等の問題は生じない。
更に、 ホールドチヱック弁 9の中空スプール状の弁体 9 0が図示左方に移動す るとき、 分流弁 8の弁体 8 0がもとのままの位置にあると、 スリッ ト 2 1と制御 圧室 3 0の連通が断たれ、 制御圧室 3 0の圧力が低下するから、 分流弁 8の弁体 8 0は更に左方へ移動して平衡を確保することになる。 すなわち、 分流弁 8の弁 体 8 0はホールドチヱック弁 9の中空スプール状の弁体 9 0に追従し、 不感帯 X 2が可変となるよう動作する。
ここで、 図 1 5に示す従来の弁構造では負荷圧検出用のスリッ卜の不感帯は固 定されているので、 分流弁 1 4の最大開口面積は一定である。 これに対し、 本発 明では可変不感帯 X 2であるため、 分流弁 8の弁体 8 0はホールドチヱック弁 9 の中空スプール状の弁体 9 0の後を追いかけて移動し、 この分だけ分流弁 8の弁 体 8 0の変位が大きくなり開口面積が増大する。 このため、 分流弁 8で生ずる圧 力損失が軽減される。
また、 以上のように分流弁 8の弁体 8 0が開弁し、 油通路 7から油通路 1 0に 圧油が流れるとき、 弁体 8 0には流体力が作用し、 この流体力により弁体 8 0は 閉弁方向に動かされようとする。 し力、し、 本実施形態では、 分流弁 8の弁体 8 0 のランド 1 1の外径 d 1をステム部 8 1の外径 d 2より大きく製作してあるため、 このような流体力の影響を緩和することができる。 また、 外径 d lを外径 d 2よ り大きくしても弁体 8 0が組み立たなくなることがない。
更に、 分流弁 8のメ一タリングノツチ 2 0をランド 1 1の円周上に 3箇所均等 に形成、 配列してあるので、 ノッチ部分での圧力損失も低減しかつ弁体 8 0を安 定してスムーズに動かすことができる （後述） 。
( C ) 複合操作時 I
今、 図 2に示す方向制御弁 1一 2側のァクチユエ一タ 1 4の負荷圧が方向制御 弁 1— 1側のァクチユエ一タ 1 4の負荷圧より高圧であり、 方向制御弁 1—2の みの左側の分流弁 8及びホールドチヱック弁 9力く動作するように操作されている とする。 この場合、 方向制御弁 1一 1の制御圧室 3 0には方向制御弁 1一 2側か ら高圧信号が伝達されている （図 5 ( a ) ) 。
この状態で、 方向制御弁 1一 1の左側の分流弁 8及びホールドチ ック弁 9が 動作するよう図 1のスプール 2を右方向に動かすと、 油通路 3から左側の油通路 5， 7へ吐出圧油が流れ込み、 油通路 7に制御圧室 3 0に伝達されている高圧信 号に見合う圧力が生じると分流弁 8の弁体 8 0は開弁し、 更にホールドチヱック 弁 9を開弁する （図 5の （a ) — ( b ) ； ( b ) は通過流量が最大の状態を示す） このことは、 メ一タリングノツチ 6の前後差圧が高圧側である方向制御弁 1— 2 と低圧側である方向制御弁 1— 1で等しくなることを意味し、 油圧ポンプ 1 0 0 の吐出流量がメータリングノツチ 6の開口面積比に応じて分流される。
ここで、 方向制御弁 1一 1は低圧負荷側であるから、 油通路 7と信号圧検出路 1 3の間で 2つのァクチユエ一夕の負荷圧差に相当する圧力損失を作り出さねば ならない。 もし、 低負荷側である方向制御弁 1 一 1の分流弁 8の弁体 8 0が高負 荷側の分流弁と同じような変位をしたとすると、 油通路 7の圧力は方向制御弁 1 — 1側 （低負荷側） のァクチユエ一タ 1 4の負荷圧とほぼ等しくなるから、 弁体 8 0は制御圧室 3 0の高負荷信号で閉じ側へ戻される。 また、 もし弁体 8 0が閉 じ過ぎの状態にあると、 油通路 7の圧力が制御圧室 3 0の圧力を上回ることにな り、 弁体 8 0は開け側へ移動させられる。 従って、 低負荷側である方向制御弁 1 ― 1の分流弁 8の弁変位は、 不感帯 X 1以上で不感帯 X 2以下の変位で達成され、 高負荷側の圧力が分流弁 8のスリット 2 1を介し低負荷側のァクチユエ一夕へ逆 流することはない。
( C ) 複合操作時 I I
方向制御弁 1一 1側のァクチユエ一夕 1 4の負荷圧が方向制御弁 1一 2側のァ クチユエ一夕 1 4の負荷圧より高圧であり、 方向制御弁 1 _ 2のみの左側の分流 弁 8及びホールドチヱック弁 9力動作するように操作されている状態から、 方向 制御弁 1 一 1の左側の分流弁 8及びホールドチェック弁 9が動作するようスプ一 ル 2を動かした場合の動作は、 方向制御弁 1 一 1の制御圧室 3 0にはタンク圧で はなく、 方向制御弁 1—2側から圧力信号が伝達されている点を除いて、 （B ) の単独操作の場合と実質的に同じである。
この場合も、 最高負荷圧として検出され信号油路 1 0 4へ誘導される圧油は油 圧ポンプ 1 0 0の吐出圧油であるから、 負荷圧検出に伴うァクチユエ一タ 1 4の 負荷の落下等の問題は生じない。
また、 負荷圧検出のための不感帯 X 2は可変不感帯であり、 分流弁 8の弁体 8 0はホールドチェック弁 9の中空スプール状の弁体 9 0の後を追!;、かけて移動す るため、 高圧側である方向制御弁 1 一 1の分流弁 8で生ずる圧力損失の軽減に役 立つ
以上のように構成した本実施形態によれば次の効果が得られる。
( 1 ) 分流弁としては後置き型の 1対の分流弁 8を用い、 各分流弁 8の弁体 8 0 をホールドチヱック弁 9の弁体 （中空スプール状の弁体） 9 0に内蔵させたので、 ァクチユエ一夕ポート A, Bの外側に流出制御用のタンクポート （低圧ポート）
1 5 , 1 5を配置できるようになり、 特別なドレンポートを設ける必要がなくな る。 また、 ァクチユエ一タポート A, Bの外側にタンクポート 1 5， 1 5を配置 するので、 通常の外向き流れのリリーフ弁 7 0 , 7 0を用いることができる。 また、 分流弁 8の弁体 8 0とホールドチヱック弁 9の中空スプール状の弁体 9 0との間のスリット 2 1で負荷圧検出手段を構成したので、 従来の負荷圧検出用 シャトル弁を省略できる。
以上により、 信号の数が少ない後置き型分流弁の有利さを残し、 ケ一シング構 造及び機器を簡素化できる。
( 2 )検出される負荷圧は分流弁 8の出口部とホールドチヱック弁 9の入口部間 の信号検出油路 （中間室） 1 3の圧力であるから、 負荷圧検出に伴うァクチユエ —タ 1 4の負荷の落下等の問題は生じない。
( 3 ) ホールドチヱック弁 9が開弁するとき、 分流弁 8の弁体 8 0はホールドチ エック弁 9の中空スプール状の弁体 9 0に追従して動き、 負荷圧検出手段の不感 帯 X 2が可変不感帯となので、 分流弁の開口面積が増大し、 分流弁で生ずる圧力 損失を軽減できる。
( 4 ) 分流弁 8の弁体 8 0のランド 1 1の外径 d 1をステム部 8 1の外径 d 2よ り大きくしたため、 分流弁 8の弁体 8 0に作用す流体力の影響を緩和することが できる。
( 5 ) ホールドチヱック弁 9の中空スプール状の弁体 9 0をシー卜部 1 2で終端 させたので、 シート部 1 2を圧油が通過するとき、 中空スプール状の弁体 9 0は 流路抵抗にならず、 この点でも圧力損失を少なくできる。
( 6 ) 分流弁 8のメータリングノツチ 2 0をランド 1 1の円周上に 3箇所均等に 形成、 配列してあるので、 ノッチ部分での圧力損失も低減しかつ弁体 8 0を安定 してスムーズに動かすことができる。 今、 このことを図 6〜図 8を用いて更に説 明する。
(5-1)まず、 本実施形態では、 分流弁 8のメータリングノッチ 2 0をランド 1 1 の円周上に 3箇所形成してあるので、 ノツチ部分での圧力損失も低減しかつ 3つ のガイド部 2 0 bで弁体 8 0の動きも安定しスムーズとなる。
図 6及び図 7に比較例としてメータリングノッチ 2 0をランド 1 1の円周方向 に 2箇所形成した場合と、 4箇所形成した場合を示す。
図 6に示すようにメータリングノツチを 2箇所とすると、 ノツチ面積が大きく とれ圧力損失を軽減できるが、 ノッチ間のガイ ド部が 2箇所となって弁体の支持 状態が不安定となり、 スティック等の不具合が生じやすい。
図 7に示すようにメータリングノツチを 4箇所とすると、 ノツチ間のガイ ド部 は 4箇所となって弁体の支持状態は安定しスムーズな動きをするカ、 ノツチ面積 が大きくとれないことから圧力損失が大きくなつてしまう。 ランドの径を大きく すればノツチ面積は確保できる力く、 機器が大きくなる。
(5-2)また、 本実施形態では、 3箇所のメ一夕リングノッチ 2 0をランド 1 1の 円周上に均等に形成、 配列してあるので、 ノッチ 2 0に作用する径方向の油圧力 がパ'ランスし、 この点でも弁体 8 0の動きが安定しスムーズとなる。 図 8はこの ことを説明する図である。
図 8において、 F 2, F 3は 3つのノッチ 2 0の面 2 0 aに作用する径方向 の油圧力である。 ノッチ 20は 3箇所とも同じ面積であるので、 油圧力 F 2， F 3の大きさは全て等しい。 また、 油圧力 F2， F 3の油圧力 に直角な方向の成 分を F2x， F3xとし、 油圧力 Ftと同じ方向の成分を F 2 y, F3yとすると、 油圧力 Fi, F2, F3は互いに 120° の角度をなしていることから、 F2x=F 、 F2 y + F:¾y = F1となり、 ノくランスする。 このため油圧力 F" F2) Faによる不釣り 合い力は発生せず、 弁体 80を安定してスムーズに動かすことができる。
図 9にメータリングノッチの形状の変形例を示す。 上記実施形態では、 油圧力 Fi, F2, F をバランスさせるため、 3箇所のメータリングノッチ 20を均等に 形成、 配列したが、 3箇所のメータリングノツチ 20は必ずしも均等に形成、 配 列する必要はない。
図 9は 3つのメ一夕リングノッチを面 20 A, 20 B 1( 20B2で構成した例 であり、 面 20 Aに対し面 20 B " 20 B2は 135° をなし、 面 20 20 B 2は互いに 90° なしている。 また、 面 20 A, 20 B , 20 B2の面積は、 面 2 OAの油圧力 Ftが面 20 B 2082の油圧カ？2, ?3の1. 414倍になる ように設定されている。 この場合、 面 20 B 20B2の油圧力 F2， F3の面 2 OAの油圧力 に直角な方向の成分を F2x, F3xとし、 油圧力 と同じ方向の 成分を F2y, F3yとすると、 上記と同様に
Figure imgf000019_0001
となり、 バランスし、 やはり弁体 80を安定してスムーズに動かすことができる。
本発明の第 2の実施形態を図 10及び図 1 1により説明する。 図中、 図 1及び 図 2に示す部材と同等のものには同じ符号を付し、 説明を省略する。
図 10及び図 1 1において、 本実施形態の方向制御弁は分流弁 8 Aの弁体 80 A及びホールドチヱック弁 9 Aの中空スプール状の弁体 90 Aの形状が第 1の実 施形態のものと異なる。
すなわち、 本実施形態では、 ホールドチヱック弁 9 Aの中空スプール状の弁体 9 OAはシート部 12より油通路 7側にスプール延長部分 93を更に有し、 この スプール延長部分 93を油通路 7と油通路 10との間に形成された貫通穴 95に 摺動自在に挿入している。 また、 このスプール延長部分 93に信号検出油路 13 Aを油通路 10に連通させる径方向の開口 94を形成すると共に、 分流弁 8 Aの 弁体 8 OAのランド 1 1 Aをスプール延長部分 93内に摺動自在に嵌合させ、 開 口 9 4とランド 1 1 Aとで可変絞りを構成している。 また、 第 1の実施形態と同 様、 分流弁 8 Aの弁体 8 O Aのランド 1 1 Aはステム部 8 1の外径 d 2より大き い外径 d 1を有している。
第 1の実施形態では、 ホールドチヱック弁 9の中空スプール状の弁体 9 0はシ —ト部 1 2で終端しているので、 シート部 1 2を圧油が通過するとき、 中空スプ —ル状の弁体 9 0は流路抵抗にならず、 圧力損失を少なくできる利点がある。 し かし、 中空スプール状の弁体 9 0の支持形態でみるとシート部 2 1側はフリーと なるので、 中空スプール状の弁体 9 0の支持が不安定となる懸念がある。 本実施 形態によれば、 スプール延長部分 9 3を設けたので、 中空スプール状の弁体 9 0 Aが両端支持となり、 中空スプール状の弁体 9 O Aの支持力安定し、 動きがスム ーズとなる。 産業上の利用可能性
( 1 ) 本発明によれば、 ァクチユエ一夕ポートの外側に流出制御用のタンクポ一 ト （低圧ポート） を配置できるので、 特別なドレンポートを設ける必要がなくな ると共に、 通常の外向き流れのリリーフ弁を用いることができ、 信号の数が少な I、後置き型分流弁の有利さを残し、 ケ一シング構造及び機器を簡素化できる。
( 2 ) また、 本発明によれば、 分流弁の弁体とホールドチェック弁の中空スプ一 ル状の弁体とで従来の負荷圧検出用のシャトル弁の機能を果たせるので、 機器の 一層の簡素化が図れる。
( 3 ) 更に、 検出される負荷圧は分流弁の出口部とホールドチェック弁の入口部 間の圧力であるから、 負荷圧検出に伴うァクチュエー夕の負荷の落下等の問題は 生じない。
( 4 ) また、 本発明によれば、 分流弁の弁体はホールドチェック弁の中空スプ一 ル状の弁体に追従して動き、 負荷圧検出手段の不感帯が可変不感帯となので、 分 流弁の開口面積が増大し、 分流弁で生ずる圧力損失を軽減できる。
( 5 ) 更に、 本発明によれば、 分流弁の弁体のランドの外径をステム部の外径よ り大きくしたため、 分流弁の弁体に作用す流体力の影響を緩和することができる
( 6 ) また、 本発明によれば、 ホールドチェック弁の中空スプール状の弁体をシ —ト部で終端させたので、 シート部を圧油が通過するとき、 中空スプール状の弁 体は流路抵抗にならず、 圧力損失を少なくできる。
( 7 ) 更に、 本発明によれば、 中空スプール状の弁体のシート部の先にスプール 延長部分を設けたので、 中空スプール状の弁体が両端支持となり、 中空スプール 状の弁体の動きがスムーズとなる。
( 8 ) また、 本発明によれば、 分流弁のメータリングノッチをランドの円周上に 3箇所形成したので、 ノツチ部分での圧力損失も低減しかつ分流弁の弁体の動き も安定しスムーズとなる。

Claims

請求の範囲
1. スプール （2) のランド部 （4-1) に形成され、 流量制御と方向制御の両機 能を合わせ持つ 1対のメータリングノッチ （6，6) と、 1対のァクチユエ一夕ポー ト （Α,Β) と、 1対のメータリングノッチと 1対のァクチユエ一タポートとの間に それぞれ配置された 1対の分流弁 （8，8;8Α,8Α) 及び 1対のホールドチヱック弁 (9, 9;9Α, 9Α) とを備えた分流弁付き方向制御弁において、
(a) 前記 1対のホールドチェック弁 （9,9;9A,9A) は、 それぞれ、 シート部 (12) が外周に形成されかつ前記ァクチユエ一タポート （A，B) につながる出口通 路 （10) の圧力が閉弁方向に作用する中空スプール状の弁体 (90;90A) を有し、
(b) 前記 1対の分流弁 （8，8;8A,8A) は、 それぞれ、 少なくとも部分的に前記 中空スプール状の弁体 （90;90Α) 内に摺動自在に内装され、 かつ前面が前記メ一 夕リングノッチ （6) につながる入口通路 （7) に面し、 背面が信号検出油路 （13) につながる制御圧室 （30) に面した弁体 （80;80Α) を有することを特徴とする分 流弁付き方向制御弁。
2. 請求項 1記載の分流弁付き方向制御弁において、 前記各ホールドチ ック 弁 （9;9Α) の中空スプール状の弁体 （90;90Α) は、 前記制御圧室 （30) の圧力に よる力がバランスする形状を有していることを特徴とする分流弁付き方向制御弁。
3. 請求項 1又は 2記載の分流弁付き方向制御弁において、 前記各分流弁 (8; 8Α) の弁体 (80;80Α) は、 前記ホールドチヱック弁（9;9Α) の中空スプール状の 弁体 （90;90Α) との間に、 前記入口通路 （7) の圧力と前記制御圧室 （30) の圧力 とのバランスで開閉する負荷圧検出手段 （21) を形成し、 この負荷圧検出手段に より分流弁の出口部とホールドチェック弁の入口部間の中間室 （13) の圧力を検 出し前記制御圧力室 （30) に導くことを特徴とする分流弁付き方向制御弁。
4. 請求項 3記載の分流弁付き方向制御弁に 、て、 前記負荷圧検出手段は、 前記分流弁 （8;8Α) の弁体 (80;80Α) の外周と前記ホールドチェック弁 （9;9Α) の中空スプール状の弁体 （90; 90A) の内周の少なくとも一方に形成されたスリツ ト （21) と、 前記分流弁の弁体が前記ホールドチェック弁の中空スプール状の弁 体に対して所定距離以上移動して初めて前記中間室を前記制御圧力室に前記スリ ットを介して連通させる不感帯 (X2) とを有することを特徴とする分流弁付き方 向制御弁。
5 . 請求項 1記載の分流弁付き方向制御弁において、 前記分流弁 （8 ; 8A) の弁 体 （80; 80A) は、 前記制御圧室 （30) に面する背面側の直径 W2) より前記入口 通路 （7) に面する前面側の直径（dl) を大きくしたことを特徴とする分流弁付き 方向制御弁。
6 . 請求項 1記載の分流弁付き方向制御弁において、 前記ホールドチェック弁 (9) の中空スプール状の弁体 (90) は前記シート部 （12) で終端し、 前記分流弁 (8) の弁体 (80) は、 ケ一シング （1) に摺動自在に嵌合し可変絞りを構成する ランド （11) を有することを特徴とする分流弁付き方向制御弁。
7 . 請求項 1記載の分流弁付き方向制御弁において、 前記ホールドチヱック弁 (9A) の中空スプール状の弁体 (90A) は前記シート部 （12) より入口通路 （7) 側にスプール延長部分 （93) を有し、 このスプール延長部分に径方向の開口 （94) を形成すると共に、 前記分流弁 (8A) の弁体 (80A) は、 前記スプール延長部分 (93) 内に摺動自在に嵌合し、 前記開口 （94) と協働して可変絞りを構成するラ ンド （11A) を有することを特徴とする分流弁付き方向制御弁。
8 . 請求項 1記載の分流弁付き方向制御弁にお L、て、 前記分流弁 （8) の弁体 (80) は、 前記入口通路 （7) と前記ホールドチェック弁 （9) のシート部 （12) との間に位置するランド （11) を有し、 このランドの円周上の 3箇所に可変絞り を構成するメータリングノッチ （20) を形成したことを特徴とする分流弁付き方 向制御弁。
9 . 請求項 8記載の分流弁付き方向制御弁において、 前記 3箇所のメータリン グノッチ （20) は、 それぞれのノッチ面に作用する油圧力が互いにバランスする ように前記ランド （11) に形成されていることを特徴とする分流弁付き方向制御 弁。
1 0 . 請求項 8記載の分流弁付き方向制御弁において、 前記 3箇所のメータリ ングノッチ （20) は、 円周方向に均等に配列されていることを特徴とする分流弁 付き方向制御弁。
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