WO1999035408A1 - Soupapes de regulation de pression - Google Patents

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WO1999035408A1
WO1999035408A1 PCT/JP1999/000051 JP9900051W WO9935408A1 WO 1999035408 A1 WO1999035408 A1 WO 1999035408A1 JP 9900051 W JP9900051 W JP 9900051W WO 9935408 A1 WO9935408 A1 WO 9935408A1
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pressure
receiving chamber
pressure receiving
valve
spool
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PCT/JP1999/000051
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Yusaku Nozawa
Yoshizumi Nishimura
Nobuhiko Ichiki
Minoru Aoki
Kinya Takahashi
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Hitachi Construction Machinery Co., Ltd.
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Definitions

  • the present invention relates to a pressure compensating valve used in a hydraulic circuit for distributing and supplying the discharge oil of one hydraulic pump to a plurality of actuators.
  • the discharge conduit 102 of the hydraulic pump 101 is connected to the actuators 106 and 116 via the valve device 150.
  • the valve device 150 includes a pressure compensating valve 103, 113, a hold check valve 104a, 114a, a directional control valve 105, 115, and a shuttle valve 1 7 .
  • the pressure compensating valves 103, 113 are connected in parallel to the discharge conduit 102, and the outlet conduits 104, 114 of the pressure compensating valves 103, 113 are connected to the hold check valves 104a, 1
  • the directional control valves 105 and 115 are connected via 14a, and the outlet sides of the directional control valves 105 and 115 are connected to actuators 106 and 116, respectively.
  • the pressure compensating valve 103, 113 is pushed in the opening direction by the discharge pressure of the hydraulic pump 101 and the outlet pressure of the directional control valve 105, 115, and the directional control valve 105, 1 1 It is structured to be pushed in the closing direction by the inlet pressure of 5 and the highest load pressure.
  • the shuttle valve 107 selects the higher load pressure by comparing the load pressures of the actuators 106 and 116, and selects the higher one from the pressure compensating valves 103, 113 and the load sensing valve 122. Supply 0.
  • the hold check valves 104a and 114a are indispensable for the valve device 150 for driving the actuators 106 and 116. This occurs when the discharge pressure of the hydraulic pump 101 is lower than the load pressure while the directional control valves 105 and 115 are operated, such as when the load on the actuator increases when starting the actuator. This is to prevent the backflow of pressurized oil and maintain the position of the actuator. Therefore, in the valve device 150, a space for providing the hold check valves 104a and 114a in the outlet conduits 104 and 114 of the pressure compensating valves 103 and 113 is required.
  • valve device 150 provided with the pressure compensating valves 103 and 113 shown in FIG. 6, the load pressure of the actuator is compared to supply a higher load pressure to the pressure compensating valve.
  • a torque valve 107 is required, and the valve device 150 also requires a space for installing the shuttle valve 107 in the signal oil conduit 108, 118.
  • valve device 150 including the pressure compensating valves 103, 113, and the directional control valves 105, 115 is enlarged, and the structure of the valve device 150 is complicated. The higher the cost.
  • a first object of the present invention is to provide a pressure compensating valve which does not require a hold check valve between the pressure compensating valve and the directional control valve, thereby simplifying the valve device.
  • a second object of the present invention is to provide a part for installing a shuttle valve in a load pressure signal line. It is an object of the present invention to provide a pressure compensating valve which can simplify a valve device without providing a pressure compensating valve.
  • a third object of the present invention is to provide a pressure compensation valve that prevents abnormal operation of an actuator caused by detection of a load pressure when the magnitude of the load pressure is reversed and transmission of the maximum load pressure, and that does not deteriorate the operation of the actuator. It is to provide.
  • the present invention provides a directional control valve, which is disposed on the inlet side of a metering throttle, and determines a differential pressure between an inlet pressure and an outlet pressure of the metering throttle by a hydraulic pump.
  • a pressure compensating valve for controlling so as to be equal to the differential pressure between the discharge pressure and the signal pressure of the signal detection path, has a large-diameter portion and small-diameter portions located on both sides of the large-diameter portion.
  • a stepped spool formed with a control notch; and a large-diameter portion of the spool interposed therebetween. Discharge pressure of the hydraulic pump is set in an opening direction of the flow control notch.
  • a fifth pressure receiving chamber into which pressure is introduced, and a slidably inserted outer periphery of the spool small diameter portion on the same side as the first pressure receiving chamber, and positions respectively in the first pressure receiving chamber and the fifth pressure receiving chamber.
  • the discharge pressure of the hydraulic pump can be reduced by the outlet pressure of the metering throttle (when the directional control valve is switched). While the pressure is lower than the load pressure of the actuator, the sleeve does not move and the outlet pressure of the metering throttle is not guided to the third pressure receiving chamber. For this reason, the spool is kept at the position where the control notch of the large diameter portion is closed, and the communication between the first pressure receiving chamber and the second pressure receiving chamber is cut off, and there is no danger of the load pressure flowing back.
  • the sleeve moves to guide the outlet pressure of the metering throttle to the third pressure receiving chamber.
  • the spool moves in the direction to open the control notch in the large diameter section.
  • the first pressure receiving chamber and the second pressure receiving chamber communicate with each other, and the hydraulic oil of the hydraulic pump is supplied to the directional control valve.
  • the size of the discharge pressure and the load pressure of the hydraulic pump can be determined by the sleeve, and the spool can be provided with the function of a hold check valve.
  • a hold check valve is installed between the pressure compensating valve and the directional control valve. This eliminates the need, and the sleeve can be installed on the outer periphery of the spool without damaging the size of the valve device, so that the valve device can be simplified.
  • the present invention provides the pressure compensating valve according to the above (1), wherein the pressure compensating valve is provided in the stepped spool, and an outlet pressure of the metering throttle is measured.
  • a signal oil passage provided at an end of a small diameter portion of the spool on the same side as the second pressure receiving chamber, and an outlet pressure of a metering throttle guided to the signal oil passage is a signal pressure of the fourth pressure receiving chamber.
  • the present invention provides the pressure compensating valve according to (2), wherein the check valve is provided in a spool small diameter portion on the same side as the second pressure receiving chamber. A slit through which the discharge pressure of the hydraulic pump is guided, and the slit communicates with the fourth pressure receiving chamber when the check valve operates in the opening direction; The signal pressure is generated by reducing the discharge pressure of the hydraulic pump.
  • the signal pressure is generated by reducing the discharge pressure of the hydraulic pump, thereby increasing or decreasing the load pressure. This prevents abnormal operation of the actuator, which is caused by detection of the load pressure and transmission of the maximum load pressure when the motor reverses, without deteriorating the operation of the actuator.
  • FIG. 1 is a diagram showing a hydraulic drive circuit constituted by a valve device including a pressure compensating valve according to a first embodiment of the present invention.
  • Fig. 2 is a diagram for explaining the operation of the pressure compensating valve immediately after switching the directional control valve.
  • FIG. 3 is a diagram illustrating the subsequent operation of the pressure relief valve when the directional control valve is switched.
  • FIG. 4 is a diagram illustrating the operation of the pressure compensating valve when two directional control valves are simultaneously switched.
  • FIG. 5 is a diagram showing a hydraulic drive circuit constituted by a valve device including a pressure compensating valve according to a second embodiment of the present invention.
  • FIG. 6 is a diagram showing a hydraulic drive circuit constituted by a conventional valve device including a pressure compensating valve.
  • reference numeral 1 denotes a hydraulic pump, and the hydraulic pump 1 has a tilt controller 1-1 for controlling a pump discharge amount.
  • the discharge conduit 2 of the hydraulic pump 1 is connected to the actuators 6, 16 via a valve device 50, and the valve device 50 has the pressure compensating valves 3, 13 and the directional control valves 5, 15 of the present invention.
  • the pressure compensating valves 3 and 13 are connected in parallel to the discharge conduit 2, and the outlet conduits 4 and 14 of the pressure compensating valves 3 and 13 are connected to the inlet sides of the directional control valves 5 and 15.
  • the outlet sides of the control valves 5 and 15 are connected to the actuators 6 and 16, respectively.
  • the pressure compensating valves 3 and 13 are of reduced diameter spools 3-1 and 13-1, respectively, and sleeves 3-2 and 13-2 externally mounted on the outer circumference of the spools 3-1 and 13-1. And the check valves 7 and 17 inserted in the spools 3-1, 13_1.
  • the pressure compensation valve 3 will be described in detail, but the same applies to the pressure compensation valve 13.
  • the diameter reducing spool 3-1 has a large diameter portion 3a having a diameter d1 and small diameter portions 3b and 3c having a diameter d2 located on both sides of the large diameter portion 3a.
  • a flow control notch 3 d is formed in a.
  • the spool 3-1 is slidably inserted into a part of the casing 10 of the directional control valve 5, and pressure receiving chambers 3f and 3g are provided at positions sandwiching the large diameter portion 3a of the spool 3-1. ing.
  • the pressure receiving chamber 3 f is the inlet connected to the discharge conduit 2 of the hydraulic pump 1.
  • the discharge port of the hydraulic pump 1 acts on the pressure receiving area on the left side of the large-diameter portion 3a formed by the difference between the large-diameter portion 3a and the small-diameter portion 3b.
  • Control Notch Energizes in the 3d opening direction.
  • the pressure receiving chamber 3 g communicates with the outlet port connected to the outlet conduit 4, and when the directional control valve 5 is switched, the large diameter portion 3 a formed by the difference between the large diameter portion 3 a and the small diameter portion 3 c
  • the inlet pressure of the metering throttles 5a and 5b of the directional control valve 5 is applied to the pressure receiving area on the right side of the drawing to urge the spool 3-1 in the closing direction of the flow control notch 3d.
  • the sleeve 3_2 is externally inserted into the small diameter portion 3b of the spool 3-1.
  • the check valve 7 is inserted into the small diameter portion 3c of the spool 3-1.
  • a pressure receiving chamber 3j is formed between the small-diameter portion 3b and the biston 3i in the sleeve 3-2.
  • a signal pressure detection port 3k is formed around the sleeve 3-2 to guide the outlet pressures of the metering throttles 5a and 5b of the directional control valve 5 via the signal detection path 20-1.
  • the signal pressure detection port 3k passes through the small hole 3m provided in the sleeve 3-2 and the inner peripheral groove 3n. Communicates with the pressure receiving chamber 3 j.
  • the outlet pressure of the metering throttles 5a and 5b is guided to the pressure receiving chamber 3j, and this pressure acts on the end face of the small diameter portion 3b of the spool 3-1.
  • a pressure receiving chamber 3p through which the signal pressure of the load pressure signal line 9 is guided is provided in a portion where the end surface of the small diameter portion 3c of the spool 3-1 sleeve 3-2 is located, and an end surface of the small diameter portion 3c is provided. This signal pressure acts.
  • a pressure receiving chamber 3 q is formed around the piston 3 i between the cap bolt 3 h and the sleeve 3-2, and the pressure receiving chamber 3 q is a slit 3 provided on the outer periphery of the sleeve 3-2. It communicates with the signal pressure detection port 3k via r, and the outlet pressure of the metering throttles 5a and 5b is led.
  • the right end face of the sleeve 3-2 is located in the pressure receiving chamber 3f, the left end face is located in the pressure receiving chamber 3q, and the discharge pressure of the hydraulic pump 1 is acting on the pressure receiving chamber 3f. From the discharge pressure of the hydraulic pump 1 is the pressure of the signal pressure detection port 3 k
  • the diameter d1 of the large-diameter portion 3a and the diameter d2 of the small-diameter portion 3b satisfy d1> d2 as already clear.
  • the difference between the pressure receiving area of the large diameter part 3a and the pressure receiving area of the small diameter part 3b and the difference of the pressure receiving area of the large diameter part 3a and the small diameter part 3c are as follows. , 3 c equal to the pressure receiving area. If you want to change the performance characteristics, you can make some difference in the area of both, in which case the area will be "almost" equal.
  • the check valve 7 is used to generate the pressure of the load pressure signal line 9 from the outlet pressure of the metering throttles 5a and 5b (the load pressure of the actuator 6).
  • the pressure receiving chamber 3p is provided at an end portion where the pressure receiving chamber 3p is located, and the pressure of the pressure receiving chamber 3p acts in the closing direction.
  • the signal oil passages 3 s 1, 3 s 2 communicate with the signal pressure detection port 3 k through the small holes 3 m and the inner peripheral grooves 3 n provided in the sleeve 3-2 in the spool 3-1. And a pressure receiving chamber 3t are provided.
  • the check valve 7 is inserted into a hole forming the pressure receiving chamber 3t, and the check valve 7 is provided with a metering throttle 5a, 5b guided to the pressure receiving chamber 3t.
  • the outlet pressure acts in the opening direction, and the check valve 7 operates in the opening direction when the outlet pressure of the metering throttle becomes higher than the signal pressure of the pressure receiving chamber 3p.
  • 3 u is a weak holding panel that closes the check valve 7 when not in operation.
  • the check valve 7 does not directly output the outlet pressure (load pressure) of the metering throttles 5 a and 5 b guided to the signal oil passages 3 s 1 and 3 s 2 when the valve is opened. Instead, it is configured as a pressure reducing valve that reduces the discharge pressure of the hydraulic pump 1 to create a pressure corresponding to the load pressure.
  • the check valve 7 has a valve element 7a, and a valve shaft 7b integrated with the valve element 7a and inserted into the small-diameter portion 3c of the spool 3-1, and an end face of the valve shaft 7b. Faces the pressure receiving chamber 3 t.
  • a pump port 7c is formed around the small diameter portion 3c to guide the discharge pressure of the hydraulic pump 1 through an oil passage 2-1 branched from the discharge conduit 2.
  • a small diameter portion is provided on the valve shaft 7b.
  • a slit 7e is formed to communicate with the pump port 7c through the small hole 7d provided in 3c to guide the discharge pressure of the hydraulic pump 1, and when the check valve 7 moves in the right opening direction in the drawing, The slit 7 e communicates with the pressure receiving chamber 3 p to reduce the discharge pressure of the hydraulic pump 1 to generate a signal pressure.
  • the load pressure signal line 9 is newly provided with a throttle 30 on a line 9a connected to the tank T so that the spool 3-1 and the check valve 7 can move.
  • the directional control valve 5 is switched to the right as shown in FIG. With this switching operation, the load pressure Pa1 of the actuator 6 is guided to the signal detection path 20-1 and the signal detection port 3k, and this load pressure Pa1 is a signal provided in the spool 3-1.
  • the oil is guided to the pressure receiving chamber 3 t through the oil passages 3 s 1 and 3 s 2, and transmitted to the end face of the valve shaft 7 b of the check valve 7 inserted in the spool 3-1.
  • the load pressure Pa1 induced in the signal oil passages 3s1, 3s2 and the pressure receiving chamber 3t moves the check valve 7 to the right in the drawing.
  • a slit 7 e provided on the outer periphery of the valve shaft 7 b of the check valve 7 opens in the pressure receiving chamber 3 p on the right side of the spool 3 _ 1 in the drawing, and the hydraulic pressure passes through the small hole 7 d and the slit 7 e.
  • the discharge pressure Ps of the pump 1 is guided to the pressure receiving chamber 3p, and when this pressure is going to be higher than the load pressure Pa1, the check valve 7 moves to the left in the figure and closes the slit 7e.
  • a pressure equivalent to the load pressure Pa1 is generated in the pressure receiving chamber 3p by the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 1.
  • the pressure in the pressure receiving chamber 3p is transmitted to the displacement controller 11 through the load pressure signal line 9 as the detection signal pressure Pc1. With this signal transmission, the hydraulic pump 1 increases the discharge amount, and the discharge pressure Ps increases.
  • the discharge pressure P s is the load pressure P induced to the pressure receiving chamber 3 q When the pressure exceeds a1, the sleeve 3-2 moves to the left in the figure, and the load pressure Pa1 is induced in the pressure receiving chamber 3j, and the state shown in FIG. 3 is obtained.
  • the spool 3-1 receives the differential pressure (Ps-Pc1) between the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 1 acting on the pressure receiving chambers 3f and 3p and the detection signal pressure Pc1, and the pressure receiving chamber 3
  • Ps-Pc1 differential pressure between the discharge pressure Ps of the hydraulic pump 1 acting on the pressure receiving chambers 3f and 3p and the detection signal pressure Pc1
  • the pump discharge pressure Ps and the detection signal pressure Pc1 are transmitted to the displacement controller 111 of the hydraulic pump 1, and the hydraulic pump 1 makes the difference between these pressures equal to a predetermined value ⁇ 1.
  • the discharge amount is controlled.
  • the load pressure Pa1 and the detection signal pressure Pc1 are substantially the same from the balance of the force of the check valve 7. Therefore, the pump discharge pressure Ps and the pressure Pp1 are also substantially the same. That is, the spool 3-1 is fully opened.
  • the differential pressure P p1 — Pa 1 across the metering throttle 5 a of the directional control valve 5 becomes equal to the set differential pressure ⁇ P 1 of the tilt controller 11.
  • the spool 3-1 was operated in the fully open direction so that the discharge pressure P s of the hydraulic pump and the pressure P p 1 of the outlet conduit 4 were almost equal.
  • the discharge pressure P s of the hydraulic pump 1 and the pressure P p 2 of the outlet conduit 14 are different, so that the spool 13 _ 1 has the pump discharge pressure P s between the pressure receiving chamber 3 f and the pressure receiving chamber 3 g. Is reduced to the pressure P p 2 in the outlet conduit 14 at the throttle opening position.
  • the above explanation is for the case where the discharge oil amount of the hydraulic pump 1 is insufficient for the required flow rate of the directional control valves 5 and 15.
  • both the high-pressure side and low-pressure side directional control valves operate so that the differential pressure across the metering throttles 5a and 15a at 5 and 15 is equal to the reduced differential pressure (Ps-Pc1). Oil does not flow in priority to the low pressure side.
  • the first to fifth pressure receiving chambers 3 f, 3 g, 3 j, 3 ⁇ , 3 q are provided in the pressure compensating valves 3 and 13, and the outer circumference of the spool small diameter portion 3 b is provided.
  • the discharge pressure of the hydraulic pump 1 is reduced by the metering throttle 5a or 5b, 15a or 1 While it is lower than the outlet pressure of 5 b (load pressure of actuator 6 or 16), sleeve 3-2 or 13-2 does not move, and the outlet pressure of the metering throttle is supplied to the third pressure receiving chamber 3j. I can't.
  • the spool 3-1 or 13_1 is kept at the position where the control notch 3d of the large diameter portion 3a is closed, and the communication between the first pressure receiving chamber 3f and the second pressure receiving chamber 3q is cut off. And there is no danger of load pressure backflow.
  • the sleeve 3-2 or 13-2 is placed in the third pressure receiving chamber 3j. Move to guide outlet pressure. As a result, the spool 3-1 or 13_1 moves in a direction to open the control notch 3d of the large-diameter portion 3a, and the first pressure receiving chamber 3f and the second pressure receiving chamber 3g communicate with each other. 5 or 15 is supplied with hydraulic oil from hydraulic pump 1.
  • the spool 3-1 or 13_1 can be provided with the function of a hold check valve by judging small, so a hold check valve is installed between the pressure compensating valve 3 or 13 and the directional control valve 5 or 15. It is not necessary to perform the operation, and the sleeve 3-2 or 13-2 can be installed on the outer periphery of the spool without impairing the size of the valve device 50, so that the valve device 50 can be simplified.
  • valve device 50 can be simplified.
  • the signal pressure is generated by reducing the discharge pressure of the hydraulic pump 1. Therefore, abnormal operation of the actuator 6 or 16 due to signal pressure blowout generated by detection of load pressure when the load pressure is reversed and transmission of the maximum load pressure can be prevented, and the operation of the actuator does not deteriorate. .
  • FIG. 1 A second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG.
  • the same components as those shown in FIG. 1 are denoted by the same reference numerals.
  • the output pressure (load pressure) of the metering throttle is directly output as the check signal and used as the detection signal pressure.
  • the valve device 5 OA is provided with pressure compensating valves 3 A and 13 A according to the present embodiment.
  • the pressure compensating valves 3 A and 13 A are check valves 7 A and 17 A, respectively.
  • the check valves 7A and 17A respectively have a valve shaft 7Ab inserted integrally with the valve body 7a in the small diameter portion 3c of the spool 3-1 or 13_1.
  • the end face of the valve shaft 7Ab faces the pressure receiving chamber 3t.
  • a slit 7f is formed on the outer circumference of the valve shaft 7Ab along the entire length in the axial direction.
  • the spool 3-1 or 13-1 can be provided with the function of a hold check valve by the movement of the sleeve 3-2 or 13-2, and the pressure compensating valve 3 or 13 and the directional control valve 5 can be provided. It is no longer necessary to install a hold check valve between the pressure compensation valve 3 and the pressure compensation valve 3 A or the 13 A spool 3-1 or 13-1 with a check valve 7 A, Since 17 A is incorporated, there is no need to provide a section for installing a shuttle valve on the load pressure signal line 9, and the valve device 5 OA can be simplified. Industrial applicability

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Description

明細書 圧力補償弁 技術分野
本発明は、 1つの油圧ポンプの吐出油を複数のァクチユエ一タに流量分配して 供給する油圧回路に用いられる圧力補償弁に関する。 背景技術
1つの油圧ポンプの吐出圧油を複数のァクチユエータに供給すると、 負荷圧の 低いァクチユエ一タにのみ圧油が供給されてしまうので、 このことを解消するた めの提案として例えば特開昭 60— 1 1 706号公報に示す油圧回路が知られて いる。 この油圧回路を図 6に示す。
図 6において、 油圧ポンプ 1 0 1の吐出導管 1 0 2は弁装置 1 50を介してァ クチユエータ 1 06， 1 1 6に接続されている。 弁装置 1 50は、 圧力補償弁 1 0 3， 1 1 3、 ホールドチェッキ弁 1 04 a， 1 1 4 a、 方向制御弁 1 0 5 , 1 1 5、 シャ トル弁 1 ◦ 7を備えている。 圧力補償弁 1 0 3， 1 1 3は吐出導管 1 02に並列に接続され、 各圧力補償弁 1 0 3， 1 1 3の出口導管 1 04， 1 1 4 にホールドチェッキ弁 1 04 a， 1 1 4 aを介して方向制御弁 1 0 5， 1 1 5を 接続し、 この各方向制御弁 1 05， 1 1 5の出口側をァクチユエ一タ 1 06， 1 1 6にそれぞれ接続し、 前記圧力補償弁 1 0 3， 1 1 3を油圧ポンプ 1 0 1の吐 出圧と方向制御弁 1 0 5, 1 1 5の出口圧で開き方向に押され、 方向制御弁 1 0 5， 1 1 5の入口圧と最も高い負荷圧で閉じ方向に押される構造としている。 シ ャ トル弁 1 0 7は、 ァクチユエータ 1 06, 1 1 6の負荷圧を比較して高い方の 負荷圧を選択し、 これを圧力補償弁 1 0 3， 1 1 3及びロードセンシング弁 1 2 0に供給する。 この回路構成であれば、 圧力補償弁 1 0 3， 1 1 3の機能により 複数の方向制御弁 1 0 3， 1 1 3を同時操作した時に各ァクチユエ一タ 1 06, 1 1 6に油圧ポンプ 1 0 1の吐出圧油を所定の分配比で供給できる。 発明の開示
ァクチユエータ 1 06, 1 1 6を駆動する弁装置 1 5 0には上記のようにホー ルドチェッキ弁 1 04 a， 1 14 aが必須である。 これは、 ァクチユエ一タの始 動時ゃァクチユエータの負荷の増加時等、 方向制御弁 1 0 5， 1 1 5が操作され た状態で油圧ポンプ 1 0 1の吐出圧が負荷圧よりも低いときに圧油の逆流を防止 し、 ァクチユエータの位置を保持するためのものである。 このため、 弁装置 1 5 0において、 圧力補償弁 1 0 3, 1 1 3の出口導管 1 04， 1 1 4にホ一ルドチ エツキ弁 1 04 a , 1 14 aを設けるスペースが必要になる。
また、 図 6に示す圧力補償弁 1 03， 1 1 3を備えた弁装置 1 50では、 ァク チユエータの負荷圧を比較して高い方の負荷圧を圧力補償弁に供給するためにシ ャ トル弁 1 0 7が必要であり、 弁装置 1 50には信号油導管 1 0 8， 1 1 8中に シャ トル弁 1 07を設置するスペースも必要になる。
このため、 圧力補償弁 1 0 3, 1 1 3、 方向制御弁 1 05， 1 1 5を含めた弁 装置 1 5 0全体が大形化すると共に、 弁装置 1 50の構造が複雑になり、 それだ けコストが高くなる。
また、 図 6に示した油圧回路において、 2つのァクチユエータ 1 06, 1 1 2 を共に作動させるとき、 それらの負荷圧のうち、 ァクチユエータ 1 06側の負荷 圧が大きいとする。 この時は、 弁装置 1 5 0において導管 1 08内の圧力が最高 負荷圧としてシャ トル弁 1 0 7によって導管 1 09に導かれる。 次に、 負荷圧が 変動して、 ァクチユエータ 1 1 6側の負荷圧の方がァクチユエータ 1 06側の負 荷圧より大きくなつたとする。 その際、 シャ トル弁 1 0 7が切換わり時に、 導管 1 1 8側から導管 1 0 8側へ吹き抜けが生じ、 ァクチユエータ 1 06側を瞬間的 に加速する事態を招くことがある。 高精度の仕上、 土木作業中このようなことが 生じることは好ましいくない。
本発明の第 1の目的は、 圧力補償弁と方向制御弁との間にホールドチェッキ弁 を設置する必要がなく、 弁装置の簡素化を図れる圧力補償弁を提供することであ る。
本発明の第 2の目的は、 負荷圧信号ラインにシャトル弁を設置するための部位 を設ける必要がなく、 弁装置の簡素化を図れる圧力補償弁を提供することである。 本発明の第 3の目的は、 負荷圧の大小が逆転したときの負荷圧検出と最高負荷 圧伝達に伴い発生するァクチユエータの異常動作を防止し、 ァクチユエ一タの動 作を劣化させない圧力補償弁を提供することである。
( 1 ) 上記第 1の目的を達成するために、 本発明は、 方向制御弁のメータリング 絞りの入口側に配置され、 前記メータリング絞りの入口圧力と出口圧力との差圧 を油圧ポンプの吐出圧力と信号検出路の信号圧力との差圧に一致するよう制御す る圧力補償弁において、 大径部とこの大径部の両側に位置する小径部とを有し、 大径部に流量制御ノツチを形成した段違いのスプールと、 このスプールの大径部 を挟んで設けられ、 前記油圧ポンプの吐出圧を前記流量制御ノツチの開方向に、 前記方向制御弁のメータリング絞りの入口圧力を前記流量制御ノツチの閉方向に それぞれ作用させる第 1及び第 2受圧室と、 前記第 1受圧室と同じ側のスプール 小径部の端面に設けられた第 3受圧室と、 前記第 2受圧室と同じ側のスプール小 径部の端面に設けられ、 この端面に前記信号圧力を作用させる第 4受圧室と、 前 記大径部に対して前記第 3受圧室第 4受圧室と同じ側に設けられ、 前記メ一タリ ング絞りの出口圧力が導かれる第 5受圧室と、 前記第 1受圧室と同じ側のスプー ル小径部の外周に摺動自在に外挿され、 かつ前記第 1受圧室と第 5受圧室にそれ ぞれ位置する両端面を有し、 前記第 1受圧室の油圧ポンプの吐出圧が前記第 5受 圧室のメータリング絞りの出口圧力より高くなると前記第 3受圧室に前記メータ リング絞りの出口圧力を導くよう移動するスリーブとを備えるものとする。
このように第 1〜第 5受圧室を設け、 スプール小径部の外周にスリ一ブを外挿 することにより、 方向制御弁の切り換え操作時、 油圧ポンプの吐出圧がメータリ ング絞りの出口圧力 （ァクチユエータの負荷圧） より低い間は、 スリーブは移動 せず、 第 3受圧室にはメータリング絞りの出口圧力は導かれない。 このため、 ス プールは大径部の制御ノツチを閉じる位置に保たれ、 第 1受圧室と第 2受圧室の 連通は遮断されており、 負荷圧の逆流の恐れはない。
油圧ポンプの吐出圧が上昇しメータリング絞りの出口圧力 （ァクチユエ一タの 負荷圧） より高くなると、 スリーブは第 3受圧室にメータリング絞りの出口圧力 を導くよう移動する。 これによりスプールは大径部の制御ノツチを開く方向に移 動し、 第 1受圧室と第 2受圧室は連通させ、 方向制御弁に油圧ポンプの圧油が供 給される。
このようにスリーブで油圧ポンプの吐出圧と負荷圧の大小を判別し、 スプール にホールドチヱツキ弁の機能を持たせられるので、 圧力補償弁と方向制御弁との 間にホールドチェッキ弁を設置する必要がなくなり、 かつスリーブはスプール外 周に弁装置の大きさを損なうことなく設置できるので、 弁装置の簡素化が図れる。
( 2 ) また、 上記第 2の目的を達成するために、 本発明は、 上記 （1 ) の圧力補 償弁において、 前記段違いのスプール内に設けられ、 前記メータリング絞りの出 口圧力が導かれる信号油通路と、 前記第 2受圧室と同じ側のスプール小径部の端 部部分に設けられ、 前記信号油通路に導かれたメータリング絞りの出口圧力が前 記第 4受圧室の信号圧力より高くなると開方向に動作し新たな信号圧力を生成す る逆止弁とを更に備えるものとする。
このように圧力補償弁のスプールに逆止弁を組み込むことにより、 負荷圧信号 ラインにシャトル弁を設置するための部位を設ける必要がなく、 これによつても 弁装置の簡素化を図れる。
( 3 ) 更に、 上記第 3の目的を達成するために、 本発明は、 上記 （2 ) の圧力補 償弁において、 前記逆止弁は前記第 2受圧室と同じ側のスプール小径部に内挿さ れた弁軸を有し、 この弁軸に前記油圧ポンプの吐出圧が導かれるスリットを形成 し、 前記逆止弁が開方向に動作するとこのスリットを前記第 4受圧室に連通し、 前記油圧ポンプの吐出圧を減圧して前記信号圧力を生成するものとする。
このように逆止弁で信号油通路の圧力 （メータリング絞りの出口圧力） を直接 出力するのではなく、 油圧ポンプの吐出圧を減圧して信号圧力を生成することに より、 負荷圧の大小が逆転したときの負荷圧検出と最高負荷圧伝達に伴い発生す るァクチユエータの異常動作を防止でき、 ァクチユエータの動作を劣化させるこ とがない。 図面の簡単な説明
図 1は、 本発明の第 1の実施形態による圧力補償弁を含む弁装置で構成した油 圧駆動回路を示す図である。 - 5 図 2は、 方向制御弁を切り換え操作した直後の圧力補償弁の動作を説明する図 である。
図 3は、 方向制御弁を切り換え操作したときのその後の圧力捕償弁の動作を説 明する図である。
図 4は、 2つの方向制御弁を同時に切り換え操作したときの圧力補償弁の動作 を説明する図である。
図 5は、 本発明の第 2の実施形態による圧力補償弁を含む弁装置で構成した油 圧駆動回路を示す図である。
図 6は、 従来の圧力補償弁を含む弁装置で構成した油圧駆動回路を示す図であ る。 発明を実施するための最良の形態
本発明の第 1の実施形態を図 1〜図 4により説明する。
図 1において、 1は油圧ポンプであり、 この油圧ポンプ 1はポンプ吐出量を制 御する傾転制御器 1— 1を有している。 油圧ポンプ 1の吐出導管 2は弁装置 5 0 を介してァクチユエータ 6、 1 6に接続され、 弁装置 5 0は、 本発明の圧力補償 弁 3 , 1 3と方向制御弁 5， 1 5を有し、 圧力補償弁 3， 1 3は吐出導管 2に並 列に接続され、 圧力補償弁 3， 1 3の出口導管 4， 1 4は方向制御弁 5， 1 5の 入口側に接続され、 方向制御弁 5， 1 5の出口側はァクチユエータ 6， 1 6に夫 々接続される。
圧力補償弁 3， 1 3はそれぞれ径違いスプール 3— 1， 1 3— 1と、 このスプ ール 3— 1， 1 3— 1の外周に外挿されたスリーブ 3— 2， 1 3— 2と、 スプー ル 3— 1， 1 3 _ 1に内挿された逆止弁 7， 1 7とを有している。 以下、 圧力補 償弁 3について詳細を説明するが、 圧力補償弁 1 3も同様である。
径違いスプール 3— 1は、 直径 d 1の大径部 3 a とこの大径部 3 aの両側に位 置する直径 d 2の小径部 3 b， 3 cとを有し、 大径部 3 aに流量制御ノッチ 3 d が形成されている。 このスプール 3— 1は方向制御弁 5のケーシング 1 0の一部 に摺動自在に挿入され、 スプール 3— 1の大径部 3 aを挟んだ位置に受圧室 3 f ， 3 gが設けられている。 受圧室 3 f は油圧ポンプ 1の吐出導管 2に接続された入 口ポートに連通し、 大径部 3 aと小径部 3 bの差で形成される大径部 3 aの図示 左側の受圧面積に油圧ポンプ 1の吐出圧を作用させ、 スプール 3— 1を流量制御 ノツチ 3 dの開方向に付勢する。 受圧室 3 gは出口導管 4に接続される出口ポー トに連通し、 方向制御弁 5の切り換え操作時、 大径部 3 aと小径部 3 cの差で形 成される大径部 3 aの図示右側の受圧面積に方向制御弁 5のメータリング絞り 5 a , 5 bの入口圧力を作用させ、 スプール 3— 1を流量制御ノッチ 3 dの閉方向 に付勢する。
スリーブ 3 _ 2はスプール 3— 1の小径部 3 bに外挿され、 逆止弁 7はスプー ル 3— 1の小径部 3 cに内挿されている。
スプール 3— 1の小径部 3 bの端面側には、 キヤップボルト 3 hに保持された 小径部 3 bと同径のビストン 3 iが設けられ、 スリーブ 3— 2はこのビス トン 3 iにも外揷され、 このスリーブ 3— 2内のビス トン 3 i と小径部 3 bとの間に受 圧室 3 jが形成されている。 スリーブ 3— 2の周囲には信号検出路 2 0— 1を介 して方向制御弁 5のメータリング絞り 5 a， 5 bの出口圧力が導かれる信号圧検 出ポ一ト 3 kが形成され、 スリーブ 3— 2が図示の位置からキャップボルト 3 h に当たる位置に切り換えられると （後述） 、 スリーブ 3— 2に設けられた小穴 3 m及び内周溝 3 nを介して信号圧検出ポート 3 kが受圧室 3 jに連通する。 これ により受圧室 3 j にはメータリング絞り 5 a， 5 bの出口圧力が導かれ、 この圧 力がスプール 3— 1の小径部 3 bの端面に作用する。
一方、 スプール 3— 1スリーブ 3— 2の小径部 3 cの端面が位置する部分には 負荷圧信号ライン 9の信号圧力が導かれる受圧室 3 pが設けられ、 小径部 3 cの 端面にはこの信号圧力が作用する。
更に、 キヤップボルト 3 hとスリーブ 3— 2の間でビストン 3 iの周囲にも受 圧室 3 qが形成され、 この受圧室 3 qはスリーブ 3— 2の外周に設けられたスリ ット 3 rを介して信号圧検出ポート 3 kと連通し、 メータリング絞り 5 a , 5 b の出口圧力が導かれる。 そして、 スリーブ 3— 2の図示右側の端面は受圧室 3 f に位置し、 左側の端面は受圧室 3 qに位置し、 受圧室 3 f には油圧ポンプ 1の吐 出圧が作用しているから、 油圧ポンプ 1の吐出圧が信号圧検出ポート 3 kの圧力
(メータリング絞り 5 a , 5 bの出口圧力） を上回るとスリーブ 3— 2は図示左 方へ移動し、 上記のように受圧室 3 j にメータリング絞り 5 a， 5 bの出口圧力 が導かれ、 小径部 3 bの端面に作用する。
ここで、 大径部 3 aの直径 d 1と小径部 3 bの直径 d 2は既に明らかなように d 1 > d 2である。 また、 大径部 3 aと小径部 3 bの受圧面積の差及び大径部 3 aと小径部 3 cの受圧面積の差は、 特に性能特性の変更が必要ない場合は、 小径 部 3 b , 3 cの受圧面積と等しくする。 性能特性を変更したい場合は、 両者の面 積に多少差をつけてもよく、 この場合面積は 「ほぼ」 等しくなる。
逆止弁 7はメータリング絞り 5 a， 5 bの出口圧力 （ァクチユエータ 6の負荷 圧） から負荷圧信号ライン 9の圧力を作るためのものであり、 上記スプール 3— 1の小径部 3 cの受圧室 3 pが位置する端部部分に設けられ、 受圧室 3 pの圧力 が閉方向に作用している。 また、 スプール 3— 1内にはスリーブ 3— 2に設けら れた小穴 3 m及び内周溝 3 nを介して信号圧検出ポート 3 kに連通する信号油通 路 3 s 1 , 3 s 2及び受圧室 3 tが設けられ、 逆止弁 7はこの受圧室 3 tを形成 する穴に挿入され、 逆止弁 7には受圧室 3 tに導かれたメータリング絞り 5 a， 5 bの出口圧力が開方向に作用し、 逆止弁 7はこのメータリング絞りの出口圧力 が受圧室 3 pの信号圧力より高くなると開方向に動作する。 3 uは非作動時に逆 止弁 7を閉じておく弱い保持パネである。
本実施形態において、 逆止弁 7は、 開弁時、 信号油通路 3 s 1 , 3 s 2に導か れたメータリング絞り 5 a , 5 bの出口圧力 （負荷圧） を直接出力するのではな く、 油圧ポンプ 1の吐出圧を減圧して当該負荷圧に相当する圧力を作り出す減圧 弁として構成されている。
すなわち、 逆止弁 7は弁体 7 aと、 この弁体 7 aと一体でスプール 3— 1の小 径部 3 cに内挿された弁軸 7 bを有し、 弁軸 7 bの端面は上記受圧室 3 tに面し ている。 また、 小径部 3 cの周囲には吐出導管 2から分岐した油通路 2— 1を介 して油圧ポンプ 1の吐出圧が導かれるポンプポート 7 cが形成され、 弁軸 7 bに は小径部 3 cに設けられた小穴 7 dを介してポンプポート 7 cに連通し油圧ポン プ 1の吐出圧が導かれるスリット 7 eが形成され、 逆止弁 7が図示右方の開方向 に動作するとこのスリット 7 eを受圧室 3 pに連通し、 油圧ポンプ 1の吐出圧を 減圧して信号圧力を作り出す。 負荷圧信号ライン 9にはスプール 3— 1及び逆止弁 7が移動できるように新た に、 タンク Tと接続するライン 9 aに絞り 3 0が設けられている。
以上のように構成した弁装置 5 0の圧力補償弁 3— 1 , 1 3— 1の動作を更に 図 2〜図 4を用いて説明する。 なお、 以下の説明では、 方向制御弁 5に接続され たァクチユエ一タ 6の負荷圧が方向制御弁 1 5に接続されたァクチユエータ 1 6 の負荷圧よりも高い場合を想定している。
ァクチユエータ 6を上方へ動かすため、 図 2に示すように方向制御弁 5を右方 向に切り換え操作する。 この切り換え操作に伴いァクチユエ一タ 6の負荷圧 P a 1が信号検出路 2 0— 1及び信号検出ポート 3 kに誘導され、 この負荷圧 P a 1 はスプール 3— 1内に設けられた信号油通路 3 s 1 , 3 s 2を通って受圧室 3 t に導かれ、 スプール 3— 1に内挿された逆止弁 7の弁軸 7 bの端面に伝えられる。 この方向制御弁 5の切り換え操作直後は、 油圧ポンプ 1の吐出圧 P sが圧力補償 弁 3の出口導管 4内の圧力 P p 1 (方向制御弁 5のメータリング絞り 5 aを通過 する流れが無ければ P p 1 = P a 1 ) より低く、 夫々の圧力が作用する受圧室 3 f と受圧室 3 gは大径部 3 aを挟んで対抗しているので、 スプール 3— 1は図 1 に示す位置に保たれる。 また、 スリーブ 3— 2の図示左側の端部が位置する受圧 室 3 qには負荷圧 P a 1が誘導されており、 この負荷圧 P a 1はスリーブ 3— 2 の図示右側の端部が位置する受圧室 3 f の油圧ポンプ 1の吐出圧 P sより高いか ら、 スリーブ 3— 2も図 1に示す位置に保たれる。
一方、 この状態で、 信号油通路 3 s 1 , 3 s 2及び受圧室 3 tに誘導された負 荷圧 P a 1は逆止弁 7を図示右方へ移動させる。 この移動に伴い逆止弁 7の弁軸 7 bの外周に設けられたスリット 7 eがスプール 3 _ 1の図示右側の受圧室 3 p に開口し、 小穴 7 d及びスリット 7 eを介して油圧ポンプ 1の吐出圧 P sが受圧 室 3 pに誘導され、 この圧力が負荷圧 P a 1よりも高くなろうとすると逆止弁 7 が図示左方へ移動し、 スリ ッ ト 7 eを閉じ、 結局受圧室 3 pには油圧ポンプ 1の 吐出圧 P sにより負荷圧 P a 1相当の圧力が生成される。
この受圧室 3 pの圧力は検出信号圧 P c 1として負荷圧信号ライン 9を通じて 傾転制御器 1一 1に伝達される。 この信号伝達に伴い、 油圧ポンプ 1は吐出量を 増加し、 吐出圧 P sが上昇する。 吐出圧 P sが受圧室 3 qに誘導された負荷圧 P a 1を上回るとスリーブ 3— 2が図示左方へ移動し、 受圧室 3 j に負荷圧 P a 1 が誘導され、 図 3に示す状態になる。 この状態で、 スプール 3— 1は受圧室 3 f ， 3 pに作用する油圧ポンプ 1の吐出圧 P sと検出信号圧 P c 1の差圧 (P s -P c 1) と、 受圧室 3 g， 3 j に作用する出口導管 4内の圧力 Pp 1 と負荷圧 P a 1の差圧 （P p 1— P a 1 ) の差圧とが互いに等しくなる点で平衡する。
油圧ポンプ 1の傾転制御器 1一 1にはポンプ吐出圧 P sと検出信号圧 P c 1が 伝達され、 油圧ポンプ 1はこれらの圧力の差を或る定められた値 ΔΡ 1に等しく するよう、 その吐出量を制御する。 この時、 逆止弁 7に設けられたばね 3 uの力 は小さく無視できると考えると、 逆止弁 7の力の釣り合いから負荷圧 P a 1 と検 出信号圧 P c 1は略同一となるから、 ポンプ吐出圧 P sと圧力 P p 1 も略同一と なる。 即ち、 スプール 3— 1は全開する。 このとき、 方向制御弁 5のメータリン グ絞り 5 aの前後差圧 P p 1— P a 1は傾転制御器 1一 1の設定差圧 Δ P 1に等 しくなる。
次に、 ァクチユエータ 6が上記のように動作している状態で更にァクチユエ一 タ 16を同時に動作させる場合を考える。 前述したように信号検出路 20— 2に 検出された負荷圧 P a 2は負荷圧 P a 1よりも低いものとする。 圧力補償弁 1 3 側の受圧室 3 f， 3 pには油圧ポンプ 1の吐出圧 P s及び検出信号圧 P c 1が誘 導されている。
方向制御弁 15が中立位置に有る時は、 圧力補償弁 1 3の受圧室 3 gにポンプ 吐出圧 P sが入っても、 スプール 13— 1は信号検出圧 P c 1の油圧力で図示左 方に押しやられ、 同様にスリーブ 13_2も左方に押しやられ、 図 1に示す状態 が保たれている。
方向制御弁 1 5を操作すると、 P a 2 < P a 1なので、 圧力補償弁 13の出口 導管 14、 即ち受圧室 3 gの圧力 P p 2が低下し、 図 4に示すように、 スプール
13- 1は図示右方へ移動する。 また、 圧力補償弁 13スプール 13— 1の受圧 室 3 qにはァクチユエータ 1 6の負荷圧 P a 2が誘導される。 この状態のスプー ル 1 3— 1の力の釣り合い関係も、 上記の圧力補償弁 3と同様、 差圧 (P s -P c 1) と差圧 (P p 2-P a 2) が等しくなつた時に達成されるから、 方向制御 弁 1 5のメータリング絞り 1 5 aの前後差圧 P p 2-P a 2も傾転制御器 1一 1 の設定差圧 Δ Ρ 1に等しくなる。
ここで、 高圧側の圧力補償弁 3では、 油圧ポンプの吐出圧 P sと出口導管 4の 圧力 P p 1はほぼ等しくなるようスプール 3— 1が全開方向に動作したが、 低圧 側の圧力補償弁 1 3では、 油圧ポンプ 1の吐出圧 P sと出口導管 1 4の圧力 P p 2は異なるから、 スプール 1 3 _ 1は受圧室 3 f と受圧室 3 gの間でポンプ吐出 圧 P sが出口導管 1 4内の圧力 P p 2に低下させる絞り開度位置で平衡する。 以上の説明は方向制御弁 5 , 1 5の要求流量に対し油圧ポンプ 1の吐出油量が 足りている場合のものであるが、 油圧ポンプ 1の吐出油量が足りず、 差圧 P s— P c 1が Δ P 1より低下し、 高圧側の方向制御弁 5の前後差圧 P p 1 - P a 1を Δ P 1に維持できない時にも、 高圧側及び低圧側の両方の方向制御弁 5， 1 5で メータリング絞り 5 a , 1 5 aの前後差圧が、 共にその低下した差圧 （P s—P c 1 ) に等しくなるように圧力補償弁 3， 1 3が動作し、 低圧側に優先して油が 流れることがない。
以上のように本実施形態においては、 圧力補償弁 3及び 1 3に第 1〜第 5受圧 室 3 f ， 3 g , 3 j , 3 ρ , 3 qを設け、 スプール小径部 3 bの外周にスリーブ 3— 2又は 1 3— 2を外挿することにより、 方向制御弁 5又は 1 5の切り換え操 作時、 油圧ポンプ 1の吐出圧がメータリング絞り 5 a又は 5 b， 1 5 a又は 1 5 bの出口圧力 （ァクチユエータ 6又は 1 6の負荷圧） より低い間は、 スリーブ 3 — 2又は 1 3— 2は移動せず、 第 3受圧室 3 j にはメータリング絞りの出口圧力 は導かれない。 このため、 スプール 3— 1又は 1 3 _ 1は大径部 3 aの制御ノッ チ 3 dを閉じる位置に保たれ、 第 1受圧室 3 f と第 2受圧室 3 qの連通は遮断さ れており、 負荷圧の逆流の恐れはない。
油圧ポンプ 1の吐出圧が上昇しメータリング絞りの出口圧力 （ァクチユエータ 6又は 1 6の負荷圧） より高くなると、 スリーブ 3— 2又は 1 3— 2は第 3受圧 室 3 jにメータリング絞りの出口圧力を導くよう移動する。 これによりスプール 3— 1又は 1 3 _ 1は大径部 3 aの制御ノツチ 3 dを開く方向に移動し、 第 1受 圧室 3 f と第 2受圧室 3 gは連通させ、 方向制御弁 5又は 1 5に油圧ポンプ 1の 圧油が供給される。
このようにスリーブ 3— 2又は 1 3— 2で油圧ポンプ 1の吐出圧と負荷圧の大 小を判別し、 スプール 3— 1又は 1 3 _ 1にホールドチェッキ弁の機能を持たせ られるので、 圧力補償弁 3又は 1 3と方向制御弁 5又は 1 5との間にホールドチ エツキ弁を設置する必要がなくなり、 かつスリーブ 3— 2又は 1 3— 2はスプー ル外周に弁装置 5 0の大きさを損なうことなく設置できるので、 弁装置 5 0の簡 素化が図れる。
また、 圧力補償弁 3又は 1 3のスプール 3— 1又は 1 3— 1に逆止弁 7又は 1 7を組み込むことにより、 負荷圧信号ライン 9にシャトル弁を設置するための部 位を設ける必要がなく、 これによつても弁装置 5 0の簡素化を図れる。
更に、 逆止弁 7又は 1 7で信号油通路 2 0— 1の圧力 （メータリング絞りの出 口圧力） を直接出力するのではなく、 油圧ポンプ 1の吐出圧を減圧して信号圧力 を生成するので、 負荷圧の大小が逆転したときの負荷圧検出と最高負荷圧伝達に 伴い発生する信号圧力の吹き抜けによるァクチユエータ 6又は 1 6の異常動作を 防止でき、 ァクチユエータの動作を劣化させることがない。
本発明の第 2の実施形態を図 5により説明する。 図中、 図 1に示した部材と同 等のものには同じ符号を付している。 本実施形態は、 逆止弁としてメータリング 絞りの出口圧力 （負荷圧） を直接出力し検出信号圧としたものである。
図 5において、 弁装置 5 O Aは本実施形態による圧力補償弁 3 A , 1 3 Aを備 えており、 この圧力補償弁 3 A， 1 3 Aは、 それぞれ、 逆止弁 7 A， 1 7 Aを有 し、 これら逆止弁 7 A , 1 7 Aは、 それぞれ、 弁体 7 aと一体でスプール 3— 1 又は 1 3 _ 1の小径部 3 cに内挿された弁軸 7 A bを有し、 弁軸 7 A bの端面は 受圧室 3 tに面している。 また、 弁軸 7 A bの外周には軸方向全長にスリ ッ ト 7 f が形成され、 逆止弁 7 A， 1 7 Aが図示右方の開方向に動作すると受圧室 3 t はスリット 7 ίを介して受圧室 3 ρに連通し、 信号油通路 3 s 1 , 3 s 2に導か れたメータリング絞り 5 a， 5 bの出口圧力 （負荷圧） が検出信号圧として出力 される。
本実施形態によっても、 スリーブ 3— 2又は 1 3— 2の移動でスプール 3— 1 又は 1 3— 1にホールドチェッキ弁の機能を持たせられ、 圧力補償弁 3又は 1 3 と方向制御弁 5又は 1 5との間にホールドチェッキ弁を設置する必要がなくなる と共に、 圧力補償弁 3 A又は 1 3 Aのスプール 3— 1又は 1 3— 1に逆止弁 7 A , 1 7 Aを組み込んだので、 負荷圧信号ライン 9にシャトル弁を設置するための部 位を設ける必要がなく、 弁装置 5 O Aの簡素化を図れる。 産業上の利用可能性
本発明によれば、 圧力補償弁と方向制御弁との間にホールドチェッキ弁を設置 するための部位を設ける必要がなく、 弁装置の簡素化を図れる。
また、 負荷圧信号ラインにシャトル弁を設置するための部位を設ける必要もな く、 これによつても弁装置の簡素化を図れる。
更に、 負荷圧の大小が逆転したときの負荷圧検出と最高負荷圧伝達に伴い発生 するァクチユエータの異常動作を防止し、 ァクチユエータの動作を劣化させるこ とがない。

Claims

請求の範囲
1 . 方向制御弁 （5又は 15) のメータリング絞り （5a又は 15a) の入口側に配置 され、 前記メータリング絞りの入口圧力と出口圧力との差圧を油圧ポンプ （1) の 吐出圧力と信号ライン （9) の信号圧力との差圧に一致するよう制御する圧力補償 弁 (3又は 13) において、
大径部 （3a) とこの大径部の両側に位置する小径部 （3b, 3c) とを有し、 大径部 に流量制御ノッチ （3d) を形成した段違いのスプール （3 - 1又は 13-1) と、 このスプールの大径部を挟んで設けられ、 前記油圧ポンプ （1) の吐出圧を前記 流量制御ノッチの開方向に、 前記方向制御弁 （5又は 15) のメータリング絞り （5 a又は 15a) の入口圧力を前記流量制御ノツチの閉方向にそれぞれ作用させる第 1 及び第 2受圧室 （3f，3g) と、
前記第 1受圧室 （3f) と同じ側のスプール小径部 （3b) の端面に設けられた第 3受圧室 （3j) と、
前記第 2受圧室 （3g) と同じ側のスプール小径部 （3c) の端面に設けられ、 こ の端面に前記信号圧力を作用させる第 4受圧室 （3p) と、
前記大径部 （3a) に対して前記第 3受圧室 （3j) 第 4受圧室と同じ側に設けら れ、 前記メータリング絞りの出口圧力が導かれる第 5受圧室 （3q) と、
前記第 1受圧室 （3f) と同じ側のスプール小径部 （3b) の外周に摺動自在に外 挿され、 かつ前記第 1受圧室 （3f) と第 5受圧室 （3q) にそれぞれ位置する両端 面を有し、 前記第 1受圧室の油圧ポンプの吐出圧が前記第 5受圧室のメータリン グ絞りの出口圧力より高くなると前記第 3受圧室に前記メータリング絞りの出口 圧力を導くよう移動するスリーブ （3-2又は 13-2) とを備えることを特徴とする圧 力補償弁。
2 . 請求項 1記載の圧力補償弁において、 前記段違いのスプール （3-1又は 1 3-1) 内に設けられ、 前記メータリング絞り （5a又は 15a) の出口圧力が導かれる 信号油通路 （3sl, 3s2) と、 前記第 2受圧室 （3g) と同じ側のスプール小径部 （3 c) の端部部分に設けられ、 前記信号油通路に導かれたメータリング絞りの出口圧 力が前記第 4受圧室 （3p) の信号圧力より高くなると開方向に動作し新たな信号 圧力を生成する逆止弁 （7又は 17) とを更に備えることを特徴とする圧力補償弁。
3 . 請求項 2記載の圧力補償弁において、 前記逆止弁 （7又は 17) は前記第 2 受圧室 （3g) と同じ側のスプール小径部 （3c) に内挿された弁軸 （7b) を有し、 この弁軸に前記油圧ポンプ （1) の吐出圧が導かれるスリッ ト （7e) を形成し、 前 記逆止弁が開方向に動作するとこのスリ ッ トを前記第 4受圧室 （3p) に連通し、 前記油圧ポンプの吐出圧を減圧して前記信号圧力を生成することを特徴とする圧 力補償弁。
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