WO2009104313A1 - 油圧システムおよび油圧システムに用いるバルブ組立体 - Google Patents

油圧システムおよび油圧システムに用いるバルブ組立体 Download PDF

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WO2009104313A1
WO2009104313A1 PCT/JP2008/070579 JP2008070579W WO2009104313A1 WO 2009104313 A1 WO2009104313 A1 WO 2009104313A1 JP 2008070579 W JP2008070579 W JP 2008070579W WO 2009104313 A1 WO2009104313 A1 WO 2009104313A1
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flow path
pressure
relief
valve
pilot
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PCT/JP2008/070579
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俊治 岡
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株式会社小松製作所
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    • E02—HYDRAULIC ENGINEERING; FOUNDATIONS; SOIL SHIFTING
    • E02F—DREDGING; SOIL-SHIFTING
    • E02F9/00—Component parts of dredgers or soil-shifting machines, not restricted to one of the kinds covered by groups E02F3/00 - E02F7/00
    • E02F9/20—Drives; Control devices
    • E02F9/22—Hydraulic or pneumatic drives
    • E02F9/2246—Control of prime movers, e.g. depending on the hydraulic load of work tools
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B11/00—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor
    • F15B11/16—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor with two or more servomotors
    • F15B11/17—Servomotor systems without provision for follow-up action; Circuits therefor with two or more servomotors using two or more pumps
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H61/00—Control functions within control units of change-speed- or reversing-gearings for conveying rotary motion ; Control of exclusively fluid gearing, friction gearing, gearings with endless flexible members or other particular types of gearing
    • F16H61/0021—Generation or control of line pressure
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/20—Fluid pressure source, e.g. accumulator or variable axial piston pump
    • F15B2211/205—Systems with pumps
    • F15B2211/20576—Systems with pumps with multiple pumps
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
    • F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F15B2211/00—Circuits for servomotor systems
    • F15B2211/80—Other types of control related to particular problems or conditions
    • F15B2211/88—Control measures for saving energy

Definitions

  • the present invention relates to a hydraulic system, and more particularly to a hydraulic system including a relief valve for compensating the pressure of a high-pressure circuit and a valve assembly used in the hydraulic system.
  • the conventional hydraulic system 200 includes an engine 201, a hydraulic pump 202, a first flow path 203, a relief flow path 204, and a relief valve 205.
  • the hydraulic pump 202 is driven by the engine 201 and changes the discharge amount of the pressure oil according to the rotational speed of the engine 201.
  • the first flow path 203 is connected to a predetermined high pressure circuit, and is a flow path for sending the pressure oil discharged from the hydraulic pump 202 to the high pressure circuit.
  • the relief channel 204 is a channel that connects the first channel 203 and the low-pressure circuit.
  • the relief valve 205 closes the relief flow path 204 when the pressure oil flowing through the first flow path 203 is below a predetermined relief pressure, and relieves when the pressure oil flowing through the first flow path 203 is higher than the relief pressure.
  • the flow path 204 is opened. That is, the relief valve 205 has a role of supplying pressure oil to the low pressure circuit while compensating for the pressure of the high pressure circuit.
  • FIG. 8B shows the relationship between the flow rate of pressure oil supplied to the high pressure circuit via the first flow path 203 and the engine speed.
  • the low-pressure circuit often requires a larger amount of oil than the high-pressure circuit.
  • pressure oil is always supplied to the low-pressure circuit via the relief valve 205 set to a high relief pressure, so that power loss is large.
  • Patent Document 1 a hydraulic system using a small-capacity high-pressure pump for a high-pressure circuit and a large-capacity low-pressure pump for a low-pressure circuit as disclosed in Patent Document 1 has been devised.
  • a priority valve is provided between a clutch circuit that is a high-pressure circuit and a low-pressure circuit, and the priority valve is operated when the clutch is operated to supply discharge oil of a large-capacity low-pressure pump to the high-pressure circuit side.
  • a hydraulic system 300 as shown in FIG. 9 (hereinafter referred to as “hydraulic system according to a reference example”) has been devised.
  • the hydraulic system 300 according to this reference example includes an engine 301, a first hydraulic pump 302, a second hydraulic pump 303, a first flow path 304, a second flow path 305, a relief flow path 306, and a relief valve. 307 and a flow path switching valve 308.
  • the first hydraulic pump 302 and the second hydraulic pump 303 are driven by the engine 301 and change the discharge amount of the pressure oil according to the rotational speed of the engine 301.
  • the first flow path 304 is connected to the high pressure circuit and is a flow path for sending the pressure oil discharged from the first hydraulic pump 302 to the high pressure circuit.
  • the second flow path 305 is connected to the low pressure circuit and is a flow path for sending the pressure oil discharged from the second hydraulic pump 303 to the low pressure circuit.
  • the relief channel 306 is a channel that connects the first channel 304 and the second channel 305.
  • the relief valve 307 closes the relief flow path 306 when the pressure oil flowing through the first flow path 304 is below a predetermined relief pressure, and relieves when the pressure oil flowing through the first flow path 304 is higher than the relief pressure. Open channel 306.
  • the flow path switching valve 308 can be switched between a merging state and a diversion state by a command from a controller (not shown).
  • a controller not shown
  • the flow path switching valve 308 When the flow path switching valve 308 is in the merged state, the pressure oil discharged from the first hydraulic pump 302 and the pressure oil discharged from the second hydraulic pump 303 merge and are sent to the first flow path 304. It is done. That is, the pressure oil discharged from the two pumps of the first hydraulic pump 302 and the second hydraulic pump 303 is sent to the high-pressure circuit via the first flow path 304 (hereinafter, this state is referred to as “two-pump state”). Call).
  • the pressure oil discharged from the first hydraulic pump 302 is sent to the first flow path 304 and the pressure oil discharged from the second hydraulic pump 303 is the first pressure oil. It is sent to the two flow paths 305. That is, only the pressure oil from the first hydraulic pump 302 is sent to the high-pressure circuit through the first flow path 304 (hereinafter, this state is referred to as “one pump state”).
  • the flow path switching valve 308 when the engine speed is lower than a predetermined threshold value, the flow path switching valve 308 is in a merged state, and when the engine speed is equal to or higher than the predetermined threshold value, the flow path switching valve is set. 308 is in a diversion state.
  • FIG. 10A The relationship between the relief pressure and the engine speed in the hydraulic system according to the reference example shown in FIG. 9 is shown in FIG. 10A, and the relationship between the flow rate of the pressure oil supplied to the first flow path 304 and the engine speed.
  • the relationship is shown in FIG.
  • the first hydraulic pump 302 and the second hydraulic pump 303 satisfy the required oil amount Q1 when the engine speed is N1, which is the low idle speed, and the engine speed. Is selected so as to satisfy the required oil amount Q2 when N2 is the high idle speed. Therefore, as compared with the conventional system shown by the broken line in FIG. 10B, when the engine speed is higher than the threshold value Na, the flow rate of the pressure oil sent to the high pressure circuit is reduced. Thereby, in the hydraulic system 300 according to this reference example, the loss of engine horsepower can be reduced as compared with the conventional hydraulic system 200.
  • the relief pressure of the relief valve is not always constant, and has a characteristic (override characteristic) that the relief pressure increases as the flow rate of the pressure oil passing through the relief valve increases.
  • FIG. 8A shows the relationship between the relief pressure and the engine speed.
  • the engine horsepower in the case of the 1 pump state in which the engine speed is particularly high is switched by switching between the 1 pump state and the 2 pump state according to the engine speed. Loss can be reduced.
  • the relief pressure in the two-pump state where the engine speed is low is larger than the relief pressure in the conventional hydraulic system 200 because of the above-described override characteristics.
  • the engine horsepower loss may increase.
  • the solid line L1 in FIG. 10 (a) when the hydraulic system is designed so that the relief pressure is P4 when the engine speed is N2, which is relatively high, the engine speed is compared.
  • the relief pressure in the two-pump state (N ⁇ Na) is significantly higher than the relief pressure in the conventional hydraulic system 200 indicated by the broken line L2, resulting in a loss in engine horsepower.
  • An object of the present invention is to provide a hydraulic system that can reduce engine horsepower loss.
  • a hydraulic system includes an engine, a first hydraulic pump, a second hydraulic pump, a first flow path, a second flow path, a third flow path, a relief flow path, and a relief valve.
  • the first hydraulic pump and the second hydraulic pump are driven by the engine and change the discharge amount of the pressure oil according to the engine speed.
  • the first flow path is a flow path for sending the pressure oil discharged from the first hydraulic pump to a predetermined high-pressure circuit.
  • the second flow path is a flow path connected to a predetermined low pressure circuit.
  • the third flow path is a flow path connected to the second hydraulic pump.
  • the relief channel is a channel that connects the first channel and the second channel via a relief valve.
  • the relief valve closes the relief flow path when the pressure oil flowing through the first flow path is below a predetermined relief pressure, and opens the relief flow path when the pressure oil flowing through the first flow path is higher than the relief pressure.
  • the pressure oil in the first flow path is relieved to the second flow path.
  • the flow path switching valve can be switched between a merging state and a diversion state. In the merged state, the third flow path is connected to the first flow path, and the pressure oil discharged from the first hydraulic pump and the pressure oil discharged from the second hydraulic pump merge and flow to the first flow path. .
  • the relief pressure switching unit can switch the relief pressure of the relief valve between a predetermined high relief pressure and a low relief pressure lower than the high relief pressure.
  • the control unit brings the flow path switching valve into a merged state and sets the relief pressure to a low relief pressure by the relief pressure switching unit.
  • the control unit switches the flow path switching valve to a diverted state and sets the relief pressure to a high relief pressure by the relief pressure switching unit.
  • the flow path switching valve when the engine speed is lower than a predetermined threshold, the flow path switching valve is brought into a merged state. As a result, the pressure oil discharged from the first hydraulic pump and the pressure oil discharged from the second hydraulic pump merge and are sent to the high pressure circuit via the first flow path. Further, when the engine speed is equal to or higher than the threshold value, the flow path switching valve is brought into a diversion state. Thereby, the pressure oil discharged from the first hydraulic pump is sent to the high-pressure circuit via the first flow path. Further, the pressure oil discharged from the second hydraulic pump is sent to the low pressure circuit via the second flow path. Thereby, it is suppressed that an excessive amount of pressure oil is sent to a high pressure circuit, and loss of engine horsepower can be reduced.
  • the relief pressure is set to a low relief pressure by the relief pressure switching unit.
  • a hydraulic system is the hydraulic system according to the first aspect, wherein the relief valve includes a valve body that opens and closes the relief flow path, and a biasing member that biases the valve body in a direction to close the relief flow path.
  • the relief pressure switching unit has a pressing member.
  • a pilot pressure receiving portion is formed on the pressing member on the side opposite to the urging member, and the pressing member presses the urging member in a direction to close the relief flow path when the pilot pressure acts on the pilot pressure receiving portion.
  • the control unit includes a pilot channel and a pilot pressure control unit.
  • the pilot flow path is used to send pressure oil for applying the pilot pressure to the flow path switching valve to switch from the merged state to the diverted state and pressure oil for applying the pilot pressure to the pilot pressure receiving portion of the pressing member. It is a flow path.
  • the pilot pressure control unit is for controlling the supply and discharge of pressure oil to the pilot flow path.
  • a valve assembly includes a casing, a flow path switching valve, a relief valve, a relief pressure switching section, and a pilot flow path.
  • the casing has a first flow path, a second flow path, a third flow path, and a relief flow path.
  • the first flow path is a flow path for connecting the pressure oil discharged from the first hydraulic pump to a predetermined high-pressure circuit.
  • a 2nd flow path is a flow path connected to a low voltage circuit.
  • the third flow path is a flow path connected to the second hydraulic pump.
  • the relief channel is a channel that connects the first channel and the second channel.
  • the flow path switching valve is provided in the casing and can be switched between a merging state and a diversion state.
  • the flow path switching valve connects the third flow path to the first flow path in the merged state.
  • the flow path switching valve connects the third flow path to the second flow path in the diversion state.
  • the relief valve is provided in the relief flow path, and includes a valve body that opens and closes the relief flow path, and an urging member that biases the valve body in a direction to close the relief flow path.
  • the relief pressure switching unit is provided in the casing and has a pressing member that moves in a direction of pressing the biasing member by the action of the pilot pressure.
  • the pilot flow path is provided in the casing and guides the pilot pressure for switching the flow path switching valve to the diversion state to the flow path switching valve, and the pilot pressure for moving the pressing member in the direction of pressing the urging member. To the relief pressure switching section.
  • the hydraulic circuit diagram which shows the structure of a hydraulic system.
  • the hydraulic circuit diagram which shows the structure of the conventional hydraulic system.
  • the hydraulic circuit diagram which shows the structure of the hydraulic system which concerns on a reference example.
  • a hydraulic system 1 according to an embodiment of the present invention is shown in FIG.
  • the hydraulic system 1 is mounted on a work vehicle such as a bulldozer, and includes an engine 2, a first hydraulic pump 3, a second hydraulic pump 4, a first flow path 5, and a second flow path 6.
  • a third flow path 16 a relief flow path 7, a relief valve 8, a flow path switching valve 9, a relief pressure switching section 10, and a control section 11.
  • the engine 2 is, for example, a diesel engine, and the output torque and the rotational speed are controlled by controlling the fuel injection amount from a fuel injection device (not shown).
  • the rotational speed of the engine 2 is detected by the engine rotational speed sensor 12 and sent as a detection signal to the controller 13 described later.
  • the first hydraulic pump 3 and the second hydraulic pump 4 are fixed displacement hydraulic pumps that are driven by the engine 2 and change the discharge amount of the pressure oil according to the rotational speed of the engine 2.
  • the first flow path 5 is connected to the first hydraulic pump 3 and is a flow path for sending the pressure oil discharged from the first hydraulic pump 3 to a predetermined high-pressure circuit.
  • the high-pressure circuit is a hydraulic circuit through which pressure oil having a higher pressure flows than a low-pressure circuit described later, and includes, for example, a T / M control valve for driving a transmission clutch of a transmission (T / M).
  • T / M transmission clutch of a transmission
  • the oil temperature sensor 15 detects the oil temperature at the outlet of the torque converter (T / C), and the pressure at which the oil temperature at the outlet of the torque converter (T / C) is sent to the high-pressure circuit. Used as oil temperature.
  • a hydraulic pressure sensor may be disposed in the high pressure circuit, and the temperature of the pressure oil in the high pressure circuit may be directly detected.
  • the second flow path 6 is a flow path connected to a predetermined low pressure circuit.
  • the low pressure circuit is a hydraulic circuit through which pressure oil whose pressure is lower than that of the high pressure circuit flows, and includes, for example, a torque converter (T / C).
  • the third flow path 16 is connected to the second hydraulic pump 4. Further, the third flow path 16 is connected to the first flow path 5 via the check valve 8 by the fourth flow path 17.
  • the check valve 18 allows the flow of pressure oil from the third flow path 16 to the first flow path 5, but prevents the pressure oil from flowing from the first flow path 5 to the third flow path 16. It is configured.
  • a relief channel 7 having a relief valve 8 is provided between the first channel 5 and the second channel 6.
  • the relief channel 7 is a channel that connects the first channel 5 and the second channel 6.
  • the relief valve 8 closes the relief flow path 7 when the pressure oil flowing through the first flow path 5 is below a predetermined relief pressure.
  • the relief valve 8 opens the relief flow path 7 to relieve the pressure oil in the first flow path 5 to the second flow path 2.
  • the relief valve 8 plays a role of supplying pressure oil to the second flow path after compensating the pressure of the pressure oil flowing through the first flow path 5.
  • the flow path switching valve 9 is a valve that can be switched between a merging state and a branching state.
  • the flow path switching valve 9 connects the third flow path 16 to the first flow path 5 in the merged state.
  • the flow path switching valve 9 connects the third flow path 16 to the second flow path 6 in the diversion state.
  • the flow path switching valve 9 is switched from the merged state to the diverted state when pressure oil is supplied through a pilot flow path 19 described later and a pilot pressure is applied. Further, the flow path switching valve 9 is maintained in a merged state by the biasing force of the spring when the pilot pressure is not applied.
  • the relief pressure switching unit 10 can switch the relief pressure of the relief valve 8 between a predetermined high relief pressure and a low relief pressure lower than the high relief pressure.
  • the relief pressure switching unit 10 changes the urging force of the first urging member 35 of the relief valve 8 by the pressure of the pressure oil supplied via the pilot flow path 19, thereby switching the relief pressure.
  • a specific configuration of the relief pressure switching unit 10 will be described in detail later.
  • the control unit 11 is a mechanism for controlling the switching of the flow path switching valve 9 and the switching of the relief pressure of the relief valve 8 in conjunction with each other.
  • the control unit 11 includes a pilot flow path 19 and a pilot pressure control unit 22.
  • the pilot flow path 19 is a flow path for sending pressure oil for applying a pilot pressure to the flow path switching valve 9 to switch from the merged state to the diverted state.
  • the pilot flow path 19 is connected to the first flow path 5 via a restriction 39.
  • the pilot flow path 19 depressurizes part of the pressure oil flowing through the first flow path 5 through the throttle 39 and guides it to the pilot pressure receiving portion 9 a of the flow path switching valve 9.
  • a pressure switch 23 is provided in the pilot flow path 19.
  • the pressure switch 23 detects whether or not the pressure of the pressure oil flowing through the pilot channel 19 is equal to or higher than a predetermined value.
  • the pressure switch 23 transmits a detection signal to the controller 13, which will be described later, whereby the switching state of the flow path switching valve 9 and the switching state of the relief pressure of the relief valve 8 are detected.
  • the pilot channel 19 is also connected to a pilot pressure receiving part 41 (see FIGS. 3 and 4) of the relief pressure switching part 10.
  • the relief pressure switching unit 10 switches the relief pressure of the relief valve 8 from a low relief pressure to a high relief pressure in a state where a predetermined hydraulic pressure is generated in the pilot flow path 19 by an operation of a pilot pressure control unit 22 described later. .
  • the relief pressure of the relief valve 8 is switched from a high relief pressure to a low relief pressure.
  • the pilot pressure control unit 22 is a mechanism for controlling supply and discharge of pressure oil to the pilot flow path 19.
  • the pilot pressure control unit 22 includes a discharge channel 24, an electromagnetic switching valve 25, and a controller 13.
  • the discharge flow path 24 is a flow path that connects the electromagnetic switching valve 25 and the tank 26.
  • the electromagnetic switching valve 25 is provided between the discharge channel 24 and the pilot channel 19.
  • the pilot channel 19 is communicated with the tank 26 via the discharge channel 24.
  • the electromagnetic switching valve 25 is in the closed state, the pilot flow path 19 is disconnected from the tank 26, and a predetermined pilot pressure is generated in the pilot flow path 19.
  • the controller 13 includes a CPU, a memory, and the like, and can electrically control the electromagnetic switching valve 25.
  • the controller 13 controls the electromagnetic switching valve 25 based on the engine speed and the oil temperature of the pressure oil sent to the high pressure circuit.
  • the controller 13 opens the electromagnetic switching valve 25 regardless of the engine speed when the oil temperature is lower than the predetermined temperature T.
  • the pilot channel 19 communicates with the tank 26 and no hydraulic pressure is generated in the pilot channel 19.
  • the flow path switching valve 9 is merged, and pressure oil is supplied to the high-pressure circuit in the 2-pump state.
  • the relief pressure of the relief valve 8 is a low relief pressure defined only by the spring force (see FIG. 2B).
  • the flow path switching valve 9 is brought into a merged state, so that even when the pressure oil has a high viscosity, a sufficient amount of pressure oil can be sent to the high pressure circuit. Even when the flow path switching valve 9 is out of order, the pressure oil is supplied to the high-pressure circuit in the two-pump state.
  • the controller 13 switches the electromagnetic switching valve 25 according to the engine speed. Specifically, when the engine speed is lower than a predetermined threshold value Na (see FIG. 5), the electromagnetic switching valve 25 is opened. As a result, the pilot channel 19 communicates with the tank 26 and no hydraulic pressure is generated in the pilot channel 19. As a result, the flow path switching valve 9 is merged, and pressure oil is supplied to the high-pressure circuit in the 2-pump state. Further, the relief pressure of the relief valve 8 is a low relief pressure defined only by the spring force (see FIG. 2B). The controller 13 closes the electromagnetic switching valve 25 when the engine speed is equal to or higher than the threshold value Na.
  • the flow path switching valve 9 is made into a diverted state, and pressure oil is supplied to the high pressure circuit in a single pump state.
  • the relief pressure of the relief valve 8 is defined by the sum of the spring force and the force by the pilot pressure acting on the relief pressure switching unit 10, and the relief pressure is set to a high relief pressure.
  • the relief valve 8 includes a spool 30 (valve element), a first urging member 35, and an internal piston 50. Further, the relief valve 8 constitutes a part of the valve assembly 100 shown in FIG.
  • the valve assembly 100 includes a casing 29.
  • the casing 29 includes the above-described flow path switching valve 9, relief pressure switching unit 10, electromagnetic switching valve 25, and the like. ing.
  • the casing 29 is formed with a first storage space S1 in which the spool 30 of the relief valve 8 is stored, and a second storage space S2 in which the flow path switching valve 9 is stored.
  • first storage space S1 in which the spool 30 of the relief valve 8 is stored
  • second storage space S2 in which the flow path switching valve 9 is stored.
  • various flow paths are formed in the casing 29.
  • the spool 30 is disposed in the first storage space S1, and is movable in the axial direction (left-right direction in FIG. 3) in the first storage space S1.
  • the spool 30 opens and closes the relief channel 7 (see FIG. 1). Specifically, the relief channel 7 is opened by moving leftward in the figure and moving to a predetermined relief position. Further, the relief channel 7 is closed by moving from the relief position to the right side in the figure.
  • a first internal space 33 and a first communication path 34 are formed in the spool 30.
  • the first internal space 33 is provided so as to be recessed from the first end portion 31 in the direction of the second end portion 32 on the opposite side, and has a cylindrical shape corresponding to the shape of the internal piston 50.
  • the first end portion 31 is one end of the spool 30 in the axial direction
  • the second end portion 32 is the other end of the spool 30 in the axial direction.
  • the first communication path 34 is formed from the side surface of the spool 30 to the bottom surface of the recess that forms the first internal space 33, and communicates with the first flow path 5.
  • the first biasing member 35 is a spring that biases the spool 30 in the direction of closing the relief flow path 7.
  • the first urging member 35 is provided in the first storage space S ⁇ b> 1 together with the spool 30, one end is fixed to a pressing member 42 described later, and the other end is fixed to the second end portion 32 of the spool 30. Thereby, the 1st biasing member 35 presses the 2nd end part 32 side of the spool 30, and biases it in the direction which closes the relief flow path 7 (right direction in FIG. 3).
  • the internal piston 50 is housed in the first internal space 33 of the spool 30 and is movable in the axial direction.
  • the internal piston 50 has a first piston part 51, a second piston part 52, and a second urging member 53.
  • the first piston portion 51 is disposed in the first inner space 33 on the first end portion 31 side with respect to the second piston portion 52. At one end of the first piston portion 51, a concave portion 56 that is recessed in the axial direction is provided.
  • the second piston portion 52 is arranged on the second end portion 32 side of the first piston portion 51 side by side with the first piston portion 51 in the axial direction.
  • a concave portion 57 that is recessed in the axial direction is formed at one end of the second piston portion 52 that faces the first piston portion 51.
  • the other end of the second piston portion 52 faces the first communication path 34.
  • the concave portion 57 of the second piston portion 52 and the concave portion 56 of the first piston portion 51 constitute a second internal space 55.
  • the second internal space 55 is formed between the first piston portion 51 and the second piston portion 52.
  • the second piston portion 52 is formed with a second communication passage 54 along the axial direction.
  • the second communication path 54 communicates a space 58 located on the first communication path 34 side of the internal piston 50 in the first internal space 33 and the second internal space 55.
  • the second urging member 53 is provided between the first piston part 51 and the second piston part 52, and generates a reaction force between the first piston part 51 and the second piston part 52.
  • the second urging member 53 is accommodated in the second internal space 55.
  • the pressure oil in the first flow path 5 is filled into the second internal space 55 through the first communication path 34 and the second communication path 54. Then, the pressure oil filled in the second internal space 55 is applied to the spool 30 from the first urging member 35 with a force pushing the spool 30 through the second piston portion 52 (see arrow A2 in FIG. 3).
  • the power (see arrow A3 in FIG. 3) is balanced.
  • the pressure of the pressure oil in the first flow path 5 increases, the spool 30 moves to the left in the figure against the urging force A3 of the first urging member 35.
  • the pressure of the pressure oil in the first flow path 5 reaches a predetermined relief pressure, the spool 30 enters a relief state in which the relief flow path 7 is opened, and the pressure oil is relieved.
  • the relief pressure switching unit 10 has a pressing member 42.
  • the pressing member 42 is disposed coaxially with the spool 30 via the first urging member 35 and is movable in the axial direction of the spool 30 and the first urging member 35.
  • a pilot pressure receiving portion 41 is formed on the opposite side of the pressing member 42 from the first urging member 35.
  • the pilot pressure receiving portion 41 is configured such that the pilot pressure in the pilot flow path 19 acts.
  • the pressing member 42 presses the first urging member 35.
  • the 1st biasing member 35 is compressed.
  • the urging force (see arrow A3 ′ in FIG. 4) applied from the first urging member 35 to the spool 30 increases.
  • the force (see arrow A2 'in FIG. 4) required to move the spool 30 against this biasing force also increases.
  • the relief pressure of the relief valve 8 is set to a high relief pressure.
  • the spool 91 of the flow path switching valve 9 is disposed in the second storage space S2 of the casing 29, and is movable in the axial direction (left-right direction in FIG. 3) in the second storage space S2.
  • a third urging member 92 is provided on one end side of the spool 91 to urge the spool 91 toward one side (left side in FIG. 3).
  • a pilot pressure receiving portion 9 a on which the hydraulic pressure of the pilot channel 19 acts is formed on the other end side of the spool 91.
  • the spool 91 moves against the urging force of the third urging member 92 to connect the third flow path 16 and the second flow path 6 (FIG. 4). reference). Further, when the pilot pressure in the pilot flow path 19 becomes substantially zero, the spool 91 is pushed back by the urging force of the third urging member 92 to connect the third flow path 16 to the first flow path 5 (see FIG. 3). .
  • the flow path switching valve 9 can be switched with a simple configuration to switch between the merged state and the diverted state, and the relief pressure can be switched.
  • the flow path switching valve 9 is brought into a merged state and the relief pressure is set to a low relief pressure.
  • pressure oil is sent from both the first hydraulic pump 3 and the second hydraulic pump 4 to the high pressure circuit, and the total flow rate depends on the engine speed as indicated by the solid line QL1 in FIG. 5B. Changes between Q1 and Q2. Further, as shown by a solid line PL1 in FIG. 5A, the relief pressure changes between P1 and P2 according to the flow rate of the pressure oil.
  • the flow path switching valve 9 is set to the shunt state and the relief pressure is set to a high relief pressure.
  • no pressure oil is sent from the second hydraulic pump 4, and pressure oil is sent from the first hydraulic pump 3 to the high pressure circuit, and the flow rate is Q1 as shown by the solid line QL2 in FIG. Vary between ⁇ Q2.
  • the amount of oil further increases from Q2 and changes between Q2 and Q3 as indicated by a two-dot chain line QL2 '.
  • the loss of engine horsepower can be reduced by suppressing an increase in the flow rate of the pressure oil sent to the high-pressure circuit.
  • the flow path switching valve 9 is maintained in the merged state and the relief pressure is maintained at a low relief pressure.
  • the relief pressure changes between P1 and P4 according to the change in the engine speed.
  • the relief pressure changes between P3 and P5 as indicated by a broken line PL3 '.
  • the loss of engine horsepower can be reduced by suppressing the relief pressure.
  • the flow rate of the pressure oil in the high-pressure circuit varies between Q1 and Q3 as shown in FIG. 6 (b).
  • control unit 11 realizes the interlocking between the switching between the 1 pump state and the 2 pump state and the switching of the relief pressure by a mechanical configuration, but the switching is performed by electrical control. May be performed in conjunction with each other.
  • the above switching can be interlocked with a simple configuration. Therefore, the configuration according to the above embodiment is desirable from the viewpoint of cost reduction.
  • the relief pressure is set to a low relief pressure in the two-pump state and is set to a high relief pressure in the one-pump state.

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Abstract

　エンジン馬力のロスを低減することができる油圧システムを提供する。本発明に係る油圧システム(１)では、制御部(１１)は、エンジンの回転数が所定の閾値より低い場合には、流路切換バルブ(９)を合流状態にすると共に、リリーフ圧切換部(１０)によってリリーフ圧を低リリーフ圧にする。また、制御部(１１)は、エンジンの回転数が閾値以上である場合には、流路切換バルブ(９)を分流状態にすると共に、リリーフ圧切換部(１０)によってリリーフ圧を高リリーフ圧にする。

Description

油圧システムおよび油圧システムに用いるバルブ組立体
　本発明は、油圧システム、特に、高圧回路の圧力を補償するためのリリーフバルブを備える油圧システムおよび油圧システムに用いるバルブ組立体に関する。
　従来、固定容量ポンプから吐出した圧油をクラッチなどの高圧回路へ供給するとともに、この高圧回路の圧油をリリーフバルブにより減圧して潤滑用回路などの低圧回路に供給するシステムが知られている（例えば、特許文献１に従来の技術として説明される図２参照）。
　このような従来のシステムを、図７を用いて説明する。この従来の油圧システム２００は、エンジン２０１と、油圧ポンプ２０２と、第１流路２０３と、リリーフ流路２０４と、リリーフバルブ２０５とを備えている。油圧ポンプ２０２は、エンジン２０１により駆動され、エンジン２０１の回転数に応じて圧油の吐出量を変化させる。第１流路２０３は、所定の高圧回路に接続されており、油圧ポンプ２０２から吐出された圧油を高圧回路に送るための流路である。リリーフ流路２０４は、第１流路２０３と低圧回路とを接続する流路である。リリーフバルブ２０５は、第１流路２０３を流れる圧油が所定のリリーフ圧以下の場合にはリリーフ流路２０４を閉じ、第１流路２０３を流れる圧油がリリーフ圧よりも高い場合にはリリーフ流路２０４を開く。すなわち、リリーフバルブ２０５は、高圧回路の圧力を補償しながら低圧回路へ圧油を供給する役割を持つ。
　ここで、油圧ポンプ２０２は固定容量ポンプであるので、図８（ｂ）に示すようにエンジン２０１の回転数の増大に伴って第１流路２０３へ供給される圧油の流量が増大する。油圧ポンプ２０２は、エンジン２０１がローアイドル回転数Ｎ１のときに必要油量Ｑ１を供給できる仕様のものが選定される。なお、図８（ｂ）は、第１流路２０３を介して高圧回路に供給される圧油の流量とエンジン回転数との関係を示している。
　ところで、一般的に、低圧回路は高圧回路よりも多くの油量を必要とする場合が多い。上述の従来のシステムにおいては、低圧回路へは常に高リリーフ圧にセットされたリリーフバルブ２０５を経由して圧油が供給されることになるため、動力の損失が大きい。
　この問題を解消するために、特許文献１に示されるような高圧回路用の少容量高圧ポンプと、低圧回路用の大容量低圧ポンプを用いた油圧システムが考案されている。特許文献１の技術においては、高圧回路であるクラッチ回路と低圧回路との間に優先バルブを設け、クラッチ作動時に優先バルブを作動させて大容量低圧ポンプの吐出油を高圧回路側に供給する技術が開示されている。
実開平５－２７４２３号公報
　また、上記問題を解決するために、図９に示すような油圧システム３００（以下、「参考例に係る油圧システム」と呼ぶ）が案出されている。この参考例に係る油圧システム３００は、エンジン３０１と、第１油圧ポンプ３０２と、第２油圧ポンプ３０３と、第１流路３０４と、第２流路３０５と、リリーフ流路３０６と、リリーフバルブ３０７と、流路切換バルブ３０８とを備えている。
　第１油圧ポンプ３０２および第２油圧ポンプ３０３は、エンジン３０１により駆動され、エンジン３０１の回転数に応じて圧油の吐出量を変化させる。
　第１流路３０４は、高圧回路に接続されており、第１油圧ポンプ３０２から吐出された圧油を高圧回路に送るための流路である。第２流路３０５は、低圧回路に接続されており、第２油圧ポンプ３０３から吐出された圧油を低圧回路に送るための流路である。リリーフ流路３０６は、第１流路３０４と第２流路３０５とを接続する流路である。
　リリーフバルブ３０７は、第１流路３０４を流れる圧油が所定のリリーフ圧以下の場合にはリリーフ流路３０６を閉じ、第１流路３０４を流れる圧油がリリーフ圧よりも高い場合にはリリーフ流路３０６を開く。
　流路切換バルブ３０８は、図示せぬコントローラからの指令により、合流状態と分流状態とに切換可能である。流路切換バルブ３０８が合流状態である場合には、第１油圧ポンプ３０２から吐出された圧油と第２油圧ポンプ３０３から吐出された圧油とが合流して第１流路３０４へと送られる。すなわち、第１油圧ポンプ３０２と第２油圧ポンプ３０３との２つのポンプから吐出された圧油が第１流路３０４を介して高圧回路に送られる（以下、この状態を「２ポンプ状態」と呼ぶ）。また、流路切換バルブ３０８が分流状態である場合には、第１油圧ポンプ３０２から吐出された圧油は第１流路３０４へ送られ且つ第２油圧ポンプ３０３から吐出された圧油は第２流路３０５へ送られる。すなわち、第１油圧ポンプ３０２からの圧油のみが第１流路３０４を介して高圧回路に送られる（以下、この状態を「１ポンプ状態」と呼ぶ）。
　そして、この油圧システム３００では、エンジン回転数が所定の閾値より低い場合には、流路切換バルブ３０８が合流状態とされ、エンジン回転数が所定の閾値以上である場合には、流路切換バルブ３０８が分流状態とされる。
　図９に示した参考例に係る油圧システムにおける、リリーフ圧とエンジン回転数との関係を図１０（ａ）に示し、第１流路３０４に供給される圧油の流量とエンジン回転数との関係を図１０（ｂ）に示す。図１０（ｂ）に示すように、第１油圧ポンプ３０２と第２油圧ポンプ３０３は、エンジン回転数がローアイドル回転数であるＮ１のときの必要油量Ｑ１を満足し、かつ、エンジン回転数がハイアイドル回転数であるＮ２のときの必要油量Ｑ２を満足するように選定される。したがって、図１０（ｂ）に破線で示す従来システムに比べ、エンジン回転数が閾値Ｎａより高い場合には、高圧回路へ送られる圧油の流量が低減される。これにより、この参考例に係る油圧システム３００では、従来の油圧システム２００よりも、エンジン馬力のロスを低減することができる。
　ところで、リリーフバルブのリリーフ圧は、常に一定というわけではなく、リリーフバルブを通過する圧油の流量が増加するほどリリーフ圧も増加するという特性（オーバーライド特性）を有する。
　図７に示した従来システム２００について、オーバーライド特性によるリリーフ圧の変化を図８を用いて説明する。前述のように、油圧ポンプ２０２は固定容量ポンプであるので、図８（ｂ）に示すようにエンジン２０１の回転数の増大に伴って吐出量が増大する。油圧ポンプ２０２から吐出した圧油は所定量が高圧回路へ供給され、残りがリリーフバルブ２０５を経由して低圧回路へ供給される。リリーフバルブ２０５を通過する油量はエンジン２０１の回転数の増大に伴って増大する。したがって、オーバーライド特性により、図８（ａ）に示すように、エンジン２０１の回転数が増大するほど、リリーフバルブ２０５のリリーフ圧も増大することとなる。なお、図８（ａ）は、リリーフ圧とエンジン回転数との関係を示している。
　また、前述した、参考例に係る油圧システム３００においては、エンジン回転数に応じて１ポンプ状態と２ポンプ状態とを切り換えることにより、特にエンジン回転数が高い１ポンプ状態である場合のエンジン馬力のロスを低減することができる。しかし、この参考例に係る油圧システム３００の場合、上述したオーバーライド特性のために、エンジン回転数が低い２ポンプ状態のときのリリーフ圧が、上記の従来の油圧システム２００におけるリリーフ圧よりも大きくなり、エンジン馬力のロスが増大する恐れがある。例えば、図１０（ａ）において実線Ｌ１で示すように、エンジン回転数が比較的高回転のＮ２である場合においてリリーフ圧がＰ４となるように油圧システムが設計されると、エンジン回転数が比較的低く２ポンプ状態である場合（Ｎ＜Ｎａ）のリリーフ圧は、破線Ｌ２で示す従来の油圧システム２００におけるリリーフ圧よりも大きくなり、エンジン馬力にロスが生じてしまう。
　本発明の課題は、エンジン馬力のロスを低減することができる油圧システムを提供することにある。
　第１発明に係る油圧システムは、エンジンと、第１油圧ポンプと、第２油圧ポンプと、第１流路と、第２流路と、第３流路と、リリーフ流路と、リリーフバルブと、流路切換バルブと、リリーフ圧切換部と、制御部と、を備える。第１油圧ポンプおよび第２油圧ポンプは、エンジンによって駆動され、エンジンの回転数に応じて圧油の吐出量を変化させる。第１流路は、第１油圧ポンプから吐出された圧油を所定の高圧回路に送るため流路である。第２流路は、所定の低圧回路に接続される流路である。第３流路は、第２油圧ポンプに接続される流路である。リリーフ流路は、リリーフバルブを介して第１流路と第２流路とを接続する流路である。リリーフバルブは、第１流路を流れる圧油が所定のリリーフ圧以下の場合にはリリーフ流路を閉じ、第１流路を流れる圧油がリリーフ圧よりも高い場合にはリリーフ流路を開いて第１流路の圧油を第２流路へとリリーフさせる。流路切換バルブは、合流状態と分流状態とに切換可能である。合流状態では、第３流路は第１流路に接続されて第１油圧ポンプから吐出された圧油と第２油圧ポンプから吐出された圧油とは合流して第１流路へと流れる。分流状態では、第３流路は第２流路に接続されて第１油圧ポンプから吐出された圧油は第１流路へ流れ且つ第２油圧ポンプから吐出された圧油は第２流路へ流れる。リリーフ圧切換部は、リリーフバルブのリリーフ圧を、所定の高リリーフ圧と、高リリーフ圧よりも低い低リリーフ圧とに切換可能である。制御部は、エンジンの回転数が所定の閾値より低い場合には、流路切換バルブを合流状態にすると共に、リリーフ圧切換部によってリリーフ圧を低リリーフ圧にする。また、制御部は、エンジンの回転数が閾値以上である場合には、流路切換バルブを分流状態にすると共に、リリーフ圧切換部によってリリーフ圧を高リリーフ圧にする。
　この油圧システムでは、エンジンの回転数が所定の閾値より低い場合には、流路切換バルブが合流状態にされる。これにより、第１油圧ポンプから吐出された圧油と、第２油圧ポンプから吐出された圧油とが合流して第１流路を介して高圧回路に送られる。また、エンジンの回転数が閾値以上である場合には、流路切換バルブが分流状態にされる。これにより、第１油圧ポンプから吐出された圧油は第１流路を介して高圧回路に送られる。また、第２油圧ポンプから吐出された圧油は第２流路を介して低圧回路に送られる。これにより、過剰な量の圧油が高圧回路へ送られることが抑えられ、エンジン馬力のロスを低減することができる。また、流路切換バルブが合流状態の場合には、リリーフ圧切換部によってリリーフ圧が低リリーフ圧にされる。これにより、合流状態でのリリーフ圧の上昇を抑えることができ、エンジン馬力のロスを低減することができる。
　第２発明に係る油圧システムは、第１発明の油圧システムであって、リリーフバルブは、リリーフ流路を開閉する弁体と、リリーフ流路を閉じる方向に弁体を付勢する付勢部材とを有する。また、リリーフ圧切換部は、押圧部材を有する。押圧部材には、付勢部材と反対側にパイロット受圧部が形成されており、押圧部材は、パイロット受圧部にパイロット圧が作用することによってリリーフ流路を閉じる方向に付勢部材を押圧する。そして、制御部は、パイロット流路と、パイロット圧制御部とを有する。パイロット流路は、流路切換バルブにパイロット圧を作用させて合流状態から分流状態に切り換えるための圧油と、押圧部材のパイロット受圧部にパイロット圧を作用させるための圧油とを送るための流路である。パイロット圧制御部は、パイロット流路への圧油の供給及び排出を制御するためのものである。
　この油圧システムでは、パイロット圧制御部によってパイロット流路へ圧油が供給されると、流路切換バルブにパイロット圧が作用して、流路切換バルブが合流状態から分流状態に切り換えられる。また、パイロット流路へ圧油が供給されると、押圧部材のパイロット受圧部にパイロット圧が作用して、押圧部材がリリーフバルブの付勢部材をリリーフ流路を閉じる方向に押圧する。これにより、リリーフバルブのリリーフ圧が低リリーフ圧から高リリーフ圧に変更される。逆に、パイロット流路から圧油が排出されると、流路切換バルブが分流状態から合流状態に切り換えられる。また、押圧部材による付勢部材への押圧が解除される。これにより、リリーフ圧が高リリーフ圧から低リリーフ圧に切り換えられる。このように、この油圧システムでは、簡易な構成により、流路切換バルブの切り換えに連動してリリーフ圧を切り換えることができる。
　第３発明に係るバルブ組立体は、ケーシングと、流路切換バルブと、リリーフバルブと、リリーフ圧切換部と、パイロット流路とを備える。ケーシングは、第１流路、第２流路、第３流路、および、リリーフ流路を有する。第１流路は、第１油圧ポンプから吐出された圧油を所定の高圧回路に接続するための流路である。第２流路は、低圧回路に接続される流路である。第３流路は、第２油圧ポンプに接続される流路である。リリーフ流路は、第１流路と第２流路とを接続する流路である。流路切換バルブは、ケーシング内に設けられ、合流状態と分流状態とに切換可能である。流路切換バルブは、合流状態では、第３流路を第１流路に接続する。流路切換バルブは、分流状態では、第３流路を第２流路に接続する。リリーフバルブは、リリーフ流路に設けられ、リリーフ流路を開閉する弁体と、リリーフ流路を閉じる方向に弁体を付勢する付勢部材とを有する。リリーフ圧切換部は、ケーシング内に設けられ、パイロット圧の作用により付勢部材を押圧する方向に移動する押圧部材を有する。パイロット流路は、ケーシング内に設けられ、流路切換バルブを分流状態に切り換えるためのパイロット圧を流路切換バルブに導くと共に、付勢部材を押圧する方向に押圧部材を移動させるためのパイロット圧をリリーフ圧切換部に導く。
　このバルブ組立体では、パイロット流路へ圧油が供給されると、流路切換バルブにパイロット圧が作用して、流路切換バルブが合流状態から分流状態に切り換えられる。また、パイロット流路へ圧油が供給されると、リリーフ圧切換部にパイロット圧が作用して、押圧部材がリリーフバルブの付勢部材をリリーフ流路を閉じる方向に押圧する。これにより、リリーフバルブのリリーフ圧が低リリーフ圧から高リリーフ圧に変更される。逆に、パイロット流路から圧油が排出されると、流路切換バルブが分流状態から合流状態に切り換えられる。また、押圧部材による付勢部材への押圧が解除される。これにより、リリーフ圧が高リリーフ圧から低リリーフ圧に切り換えられる。このように、このバルブ組立体では、簡易な構成により、流路切換バルブの切り換えに連動してリリーフ圧を切り換えることができる。
油圧システムの構成を示す油圧回路図。 油圧システムにおける制御内容を示す図。 バルブ組立体の断面図。 バルブ組立体の断面図。 油温が高い場合のリリーフ圧と高圧回路の圧油の流量との変化を示すグラフ。 油温が低い場合のリリーフ圧と高圧回路の圧油の流量との変化を示すグラフ。 従来の油圧システムの構成を示す油圧回路図。 従来の油圧システムにおけるリリーフ圧と第１流路に供給される圧油の流量との変化を示すグラフ。 参考例に係る油圧システムの構成を示す油圧回路図。 参考例に係る油圧システムにおけるリリーフ圧と第１流路に供給される圧油の流量との変化を示すグラフ。
符号の説明
２　　エンジン
３　　第１油圧ポンプ
４　　第２油圧ポンプ
５　　第１流路
６　　第２流路
７　　リリーフ流路
８　　リリーフバルブ
９　　流路切換バルブ
１０　リリーフ圧切換部
１１　制御部
１６　第３流路
１９　パイロット流路
２９　ケーシング
　＜構成＞
　　〔油圧システムの構成〕
　本発明の一実施形態に係る油圧システム１を図１に示す。この油圧システム１は、例えばブルドーザなどの作業車両に搭載されるものであり、エンジン２と、第１油圧ポンプ３と、第２油圧ポンプ４と、第１流路５と、第２流路６と、第３流路１６と、リリーフ流路７と、リリーフバルブ８と、流路切換バルブ９と、リリーフ圧切換部１０と、制御部１１とを備えている。
　エンジン２は、例えば、ディーゼル式のエンジンであり、図示しない燃料噴射装置からの燃料の噴射量が制御されることにより、出力トルクと回転数とが制御される。なお、エンジン２の回転数は、エンジン回転数センサ１２により検出され、後述するコントローラ１３に検出信号として送られる。
　第１油圧ポンプ３および第２油圧ポンプ４は、エンジン２によって駆動され、エンジン２の回転数に応じて圧油の吐出量を変化させる固定容量型の油圧ポンプである。
　第１流路５は、第１油圧ポンプ３に接続されており、第１油圧ポンプ３から吐出された圧油を所定の高圧回路に送るための流路である。高圧回路は、後述する低圧回路と比較して圧力の高い圧油が流れる油圧回路であり、例えばトランスミッション（Ｔ／Ｍ）の変速クラッチを駆動するためのＴ／Ｍコントロールバルブを含む。また、高圧回路に送られる圧油の油温は、油温センサ１５によって検出され、後述するコントローラ１３に検出信号として送られる。なお、ここでは、油温センサ１５は、トルクコンバータ（Ｔ／Ｃ）の出口での油温を検出しており、トルクコンバータ（Ｔ／Ｃ）の出口での油温が高圧回路に送られる圧油の油温として用いられている。しかし、高圧回路に油圧センサが配置され、高圧回路の圧油の温度を直接的に検出されてもよい。
　第２流路６は、所定の低圧回路に接続される流路である。低圧回路は、高圧回路と比較して圧力の低い圧油が流れる油圧回路であり、例えばトルクコンバータ（Ｔ／Ｃ）を含む。
　第３流路１６は、第２油圧ポンプ４に接続される。また、第３流路１６は、第４流路１７によって逆止弁８を介して第１流路５と接続されている。逆止弁１８は、第３流路１６から第１流路５へ向かう圧油の流れを許容するが、第１流路５から第３流路１６へ向けては圧油が流れないように構成されている。
　第１流路５と第２流路６との間にはリリーフバルブ８を備えたリリーフ流路７が設けられる。リリーフ流路７は、第１流路５と第２流路６とを接続する流路である。
　リリーフバルブ８は、第１流路５を流れる圧油が所定のリリーフ圧以下の場合にはリリーフ流路７を閉じる。リリーフバルブ８は、第１流路５を流れる圧油がリリーフ圧よりも高い場合には、リリーフ流路７を開いて第１流路５の圧油を第２流路２へとリリーフさせる。これにより、リリーフバルブ８は、第１流路５を流れる圧油の圧力を補償した上で第２流路にも圧油を供給する役割を果たす。リリーフバルブ８の具体的な構成については後に詳細に説明する。
　流路切換バルブ９は、合流状態と分流状態とに切換可能なバルブである。流路切換バルブ９は、合流状態では、第３流路１６を第１流路５に接続させる。これにより、第１流路５には、第１油圧ポンプ３から吐出された圧油と第２油圧ポンプ４から吐出された圧油とが合流して流れる。流路切換バルブ９は、分流状態では、第３流路１６を第２流路６に接続する。これにより、第１油圧ポンプ３から吐出された圧油は、第１流路５へ流れ、且つ、第２油圧ポンプ４から吐出された圧油は第２流路６へ流れる。流路切換バルブ９は、後述するパイロット流路１９を介して圧油が供給されてパイロット圧を印可されることにより合流状態から分流状態へと切り換えられる。また、流路切換バルブ９は、パイロット圧が印可されていない状態では、バネの付勢力により合流状態に維持される。
　リリーフ圧切換部１０は、リリーフバルブ８のリリーフ圧を、所定の高リリーフ圧と、高リリーフ圧よりも低い低リリーフ圧とに切り換えることができる。リリーフ圧切換部１０は、パイロット流路１９を介して供給される圧油の圧力によってリリーフバルブ８の第１付勢部材３５の付勢力を変更し、これにより、リリーフ圧を切り換える。リリーフ圧切換部１０の具体的な構成については後に詳細に説明する。
　制御部１１は、流路切換バルブ９の切換およびリリーフバルブ８のリリーフ圧の切換を連動して制御するための機構である。制御部１１は、パイロット流路１９と、パイロット圧制御部２２とを有する。
　パイロット流路１９は、流路切換バルブ９にパイロット圧を作用させて合流状態から分流状態に切り換えるための圧油を送るための流路である。パイロット流路１９は、第１流路５に絞り３９を介して接続されている。パイロット流路１９は、第１流路５を流れる圧油の一部を前記絞り３９を介して減圧し、流路切換バルブ９のパイロット受圧部９ａに導いている。なお、パイロット流路１９には、圧力スイッチ２３が設けられている。圧力スイッチ２３は、パイロット流路１９を流れる圧油の圧力が所定値以上となっているか否かを検出する。圧力スイッチ２３は後述するコントローラ１３に検出信号を送信し、これにより、流路切換バルブ９の切換状態およびリリーフバルブ８のリリーフ圧の切換状態が検出される。
　また、パイロット流路１９は、リリーフ圧切換部１０のパイロット受圧部４１（図３、図４参照））にも接続されている。後述するパイロット圧制御部２２の作動により、パイロット流路１９に所定の油圧が発生している状態では、リリーフ圧切換部１０によってリリーフバルブ８のリリーフ圧が低リリーフ圧から高リリーフ圧に切り換えられる。また、パイロット流路１９を介してリリーフ圧切換部１０から圧油が排出されると、リリーフバルブ８のリリーフ圧が高リリーフ圧から低リリーフ圧に切り換えられる。
　パイロット圧制御部２２は、パイロット流路１９への圧油の供給及び排出を制御するための機構である。パイロット圧制御部２２は、排出流路２４と、電磁切換弁２５と、コントローラ１３とを有する。
　排出流路２４は、電磁切換弁２５とタンク２６とを接続する流路である。
　電磁切換弁２５は、排出流路２４とパイロット流路１９の間に設けられている。電磁切換弁２５が開状態である場合には、排出流路２４を介してパイロット流路１９はタンク２６と連通される。電磁切換弁２５が閉状態である場合には、パイロット流路１９はタンク２６との間は遮断され、パイロット流路１９には所定のパイロット圧が発生する。
　コントローラ１３は、ＣＰＵやメモリーなどによって構成されており、電磁切換弁２５を電気的に制御することができる。コントローラ１３は、エンジン回転数および高圧回路に送られる圧油の油温に基づいて電磁切換弁２５を制御する。
　コントローラ１３は、図２（ａ）に示すように、油温が所定温度Ｔ未満である場合には、エンジン回転数に関わらず電磁切換弁２５を開状態にする。これにより、パイロット流路１９はタンク２６と連通されてパイロット流路１９に油圧は発生しない。その結果、流路切換バルブ９が合流状態にされ、２ポンプ状態で高圧回路に圧油が供給される。また、リリーフバルブ８のリリーフ圧はバネ力のみで規定される低リリーフ圧となる（図２（ｂ）参照）。このように、油温が低い場合には、流路切換バルブ９が合流状態にされることにより、圧油の粘性が大きい場合にも十分な流量の圧油を高圧回路に送ることができる。なお、流路切換バルブ９が故障している場合にも、２ポンプ状態で圧油が高圧回路に供給される。
　また、コントローラ１３は、油温が温度Ｔ以上である場合には、エンジン回転数に応じて電磁切換弁２５を切り換える。具体的には、エンジン回転数が所定の閾値Ｎａ（図５参照）より低い場合には、電磁切換弁２５を開状態にする。これにより、パイロット流路１９はタンク２６と連通されてパイロット流路１９に油圧は発生しない。その結果、流路切換バルブ９が合流状態にされ、２ポンプ状態で高圧回路に圧油が供給される。また、リリーフバルブ８のリリーフ圧はばね力のみで規定される低リリーフ圧となる（図２（ｂ）参照）。コントローラ１３は、エンジン回転数が閾値Ｎａ以上である場合には、電磁切換弁２５を閉状態にする。これにより、パイロット流路１９には所定のパイロット圧が発生して流路切換バルブ９が分流状態にされ、１ポンプ状態で高圧回路に圧油が供給される。また、リリーフバルブ８のリリーフ圧は、バネ力と、リリーフ圧切換部１０に作用するパイロット圧による力との和によって規定されることとなり、リリーフ圧が高リリーフ圧に設定される。
　　〔リリーフバルブの構成〕
　図３に示すように、リリーフバルブ８は、スプール３０（弁体）と、第１付勢部材３５と、内部ピストン５０とを備える。また、リリーフバルブ８は、図３に示すバルブ組立体１００の一部を構成している。バルブ組立体１００は、ケーシング２９を有しており、ケーシング２９内には、リリーフバルブ８の他に、上述した、流路切換バルブ９、リリーフ圧切換部１０、電磁切換弁２５などが含まれている。
　ケーシング２９には、リリーフバルブ８のスプール３０が収納される第１収納空間Ｓ１や、流路切換バルブ９が収納される第２収納空間Ｓ２が形成されている。また、ケーシング２９には、上述した各種の流路が形成されているが、図３においては、説明の便宜上、これらの流路のうち第１流路５、第２流路６、第３流路１６、パイロット流路１９のみに符号を付している。
　スプール３０は、第１収納空間Ｓ１に配置されており、第１収納空間Ｓ１において軸方向（図３における左右方向）に移動可能である。スプール３０は、リリーフ流路７（図１参照）を開閉する。具体的には、図中の左方向に移動して所定のリリーフ位置まで移動することにより、リリーフ流路７を開くリリーフ状態となる。また、リリーフ位置から図中の右側に移動することにより、リリーフ流路７を閉じる閉状態となる。スプール３０には、第１内部空間３３と、第１連通路３４と、が形成されている。第１内部空間３３は、第１端部３１から反対側の第２端部３２方向に陥入して設けられており、内部ピストン５０の形状に対応した円筒状の形状を有している。なお、第１端部３１は、スプール３０の軸方向の一端であり、第２端部３２はスプール３０の軸方向の他端である。第１連通路３４は、スプール３０の側面から第１内部空間３３を構成する凹部の底面までに亘って形成されており、第１流路５に連通している。
　第１付勢部材３５は、リリーフ流路７を閉じる方向にスプール３０を付勢するバネである。第１付勢部材３５は、第１収納空間Ｓ１にスプール３０と共に設けられており、一端が後述する押圧部材４２に固定され、他端がスプール３０の第２端部３２に固定されている。これにより、第１付勢部材３５は、スプール３０の第２端部３２側を押圧して、リリーフ流路７を閉じる方向（図３における右方向）に付勢する。
　内部ピストン５０は、スプール３０の第１内部空間３３に収納されており、軸方向に移動可能となっている。内部ピストン５０は、第１ピストン部５１と、第２ピストン部５２と、第２付勢部材５３とを有する。
　第１ピストン部５１は、第１内部空間３３において第２ピストン部５２よりも第１端部３１側に配置されている。第１ピストン部５１の一端には、軸方向に陥入する凹部５６が設けられている。
　第２ピストン部５２は、第１ピストン部５１と軸方向に並んで第１ピストン部５１より第２端部３２側に配置されている。第１ピストン部５１と対向する第２ピストン部５２の一端には、軸方向に陥入した凹部５７が形成されている。また、第２ピストン部５２の他端は、第１連通路３４と対向している。第２ピストン部５２の凹部５７と、第１ピストン部５１の凹部５６とは、第２内部空間５５を構成している。この第２内部空間５５は、第１ピストン部５１と第２ピストン部５２との間に形成されている。また、第２ピストン部５２には、軸方向に沿って第２連通路５４が形成されている。この第２連通路５４は、第１内部空間３３のうち内部ピストン５０よりも第１連通路３４側に位置する空間５８と、第２内部空間５５とを連通している。
　第２付勢部材５３は、第１ピストン部５１と第２ピストン部５２との間に設けられており、第１ピストン部５１と第２ピストン部５２とに互いに反力を生じさせる。第２付勢部材５３は、第２内部空間５５に収納されている。
　このリリーフバルブ８では、第１流路５の圧油が、第１連通路３４および第２連通路５４を通って第２内部空間５５に充填される。そして、第２内部空間５５に充填された圧油が第２ピストン部５２を介してスプール３０を押す力（図３の矢印Ａ２参照）と、第１付勢部材３５からスプール３０に加えられる付勢力（図３の矢印Ａ３参照）とが釣り合った状態となる。第１流路５の圧油の圧力が増大すると、スプール３０が第１付勢部材３５の付勢力Ａ３に抗して図の左方向に移動する。そして、第１流路５の圧油の圧力が所定のリリーフ圧に達した場合に、スプール３０がリリーフ流路７を開いたリリーフ状態となり、圧油のリリーフが行われる。
　　〔リリーフ圧切換部１０の構成〕
　リリーフ圧切換部１０は、押圧部材４２を有する。押圧部材４２は、第１付勢部材３５を介してスプール３０と同軸上に配置され、スプール３０および第１付勢部材３５の軸方向に移動可能である。押圧部材４２における第１付勢部材３５と反対側にはパイロット受圧部４１が形成されている。パイロット受圧部４１は、パイロット流路１９内のパイロット圧が作用するよう構成される。
　このリリーフ圧切換部１０では、パイロット流路１９に所定のパイロット圧が生じると、押圧部材４２が第１付勢部材３５を押圧する。これにより、図４に示すように、第１付勢部材３５が圧縮される。すると、第１付勢部材３５からスプール３０に加えられる付勢力（図４の矢印Ａ３’ 参照）が増大する。このため、この付勢力に抗してスプール３０を動かすために必要な力（図４の矢印Ａ２’ 参照）も増大する。これにより、リリーフバルブ８のリリーフ圧が高リリーフ圧に設定される。
　なお、図３および図４においては、電磁切換弁２５の具体的な作動の様子は省略し、電磁切換弁２５の作動に伴うパイロット流路１９のタンク２６との連通・遮断状態を模式的に示している。
　パイロット流路１９がタンク２６と連通してパイロット圧がほぼ０になると、第１付勢部材３５が伸張して元の状態に戻る。すると、第１付勢部材３５からスプール３０に加えられる付勢力（図３の矢印Ａ３参照）が小さくなる。このため、この付勢力に抗してスプール３０を動かすために必要な力（図３の矢印Ａ２参照）も小さくなる。これにより、リリーフバルブ８のリリーフ圧が低リリーフ圧に設定される。
〔流路切換バルブの構成〕
　流路切換バルブ９のスプール９１は、ケーシング２９の第２収納空間Ｓ２に配置されており、第２収納空間Ｓ２において軸方向（図３における左右方向）に移動可能である。スプール９１の一端側には第３付勢部材９２が設けられてスプール９１を一方側（図３の左側）に向けて付勢している。また、スプール９１の他端側には、パイロット流路１９の油圧が作用するパイロット受圧部９ａが形成されている。
　パイロット流路１９に所定のパイロット圧が生じると、スプール９１は第３付勢部材９２の付勢力に抗して移動し、第３流路１６と第２流路６とを連通させる（図４参照）。また、パイロット流路１９のパイロット圧がほぼ０になると、スプール９１は第３付勢部材９２の付勢力により押し戻され、第３流路１６を第１流路５に連通させる（図３参照）。
　このように、この油圧システム１では、簡易な構成により流路切換バルブ９を切り換えて合流状態と分流状態とを切り換えることができるともに、リリーフ圧の切換を行うことができる。
　＜特徴＞
　（１）
　この油圧システム１では、油温が温度Ｔ以上である場合には、図５に示すように、リリーフ圧および高圧回路の圧油の流量が変化する。
　すなわち、エンジン２の回転数が所定の閾値Ｎａより低い場合（Ｎ１≦Ｎ＜Ｎａ）には、流路切換バルブ９が合流状態にされると共にリリーフ圧が低リリーフ圧に設定される。この場合、第１油圧ポンプ３と第２油圧ポンプ４との両方から高圧回路に圧油が送られ、その合計流量は、図５（ｂ）において実線ＱＬ１で示すように、エンジン回転数に応じてＱ１～Ｑ２の間で変化する。また、図５（ａ）において実線ＰＬ１で示すように、リリーフ圧は圧油の流量に応じてＰ１～Ｐ２の間で変化する。これに対して、リリーフ圧が切り換えられない場合には、破線ＰＬ１’で示すように、リリーフ圧は圧油の流量に応じてＰ３～Ｐ４の間で変化する。このように、この油圧システム１では、リリーフ圧が抑えられることにより、エンジン馬力のロスを低減することができる。また、リリーフ圧が抑えられることにより、高圧回路の構成部品の耐久性を向上させることもできる。
　また、エンジン回転数が閾値Ｎａ以上である場合（Ｎａ≦Ｎ＜Ｎ２）には、流路切換バルブ９が分流状態にされると共にリリーフ圧が高リリーフ圧に設定される。この場合、第２油圧ポンプ４からは圧油が送られず、第１油圧ポンプ３から高圧回路に圧油が送られ、その流量は、図５（ｂ）において実線ＱＬ２で示すように、Ｑ１～Ｑ２の間で変化する。これに対して、２ポンプ状態が維持される場合には、２点鎖線ＱＬ２’で示すように、油量はＱ２からさらに増大し、Ｑ２～Ｑ３の間で変化する。このように、この油圧システム１では、高圧回路に送られる圧油の流量の増大が抑えられることにより、エンジン馬力のロスを低減することができる。
　（２）
　また、この油圧システム１では、油温が温度Ｔ未満又は流路切換バルブ９が故障している場合には、図６に示すように、リリーフ圧および高圧回路の圧油の流量が変化する。
　すなわち、エンジン回転数に関わらず、流路切換バルブ９が合流状態に維持されると共にリリーフ圧が低リリーフ圧に維持される。これにより、図６（ａ）において実線ＰＬ３で示すように、エンジン回転数の変化に応じてリリーフ圧がＰ１～Ｐ４の間で変化する。これに対して、リリーフ圧の切換ができず高リリーフ圧に維持される場合には、破線ＰＬ３’ で示すように、リリーフ圧がＰ３～Ｐ５の間で変化する。このように、この油圧システム１では、リリーフ圧が抑えられることによって、エンジン馬力のロスを低減することができる。なお、この場合、高圧回路の圧油の流量は、図６（ｂ）に示すように、Ｑ１～Ｑ３の間で変化する。
　＜他の実施形態＞
　（ａ）
　上記の実施形態では、作業車両に搭載される油圧システムが例示されているが、本発明の適用対象はこれに限られず、高圧回路の油圧を補償するリリーフバルブが備えられた油圧システムであればよい。
　（ｂ）
　上記の実施形態では、制御部１１は、１ポンプ状態と２ポンプ状態との切換と、リリーフ圧の切換との連動を機械的な構成によって実現しているが、電気的な制御によって上記の切換が連動して行われてもよい。ただし、上記の実施形態に係る油圧システム１では簡易な構成で上記の切換の連動を行うことができるため、コスト低減の観点からは上記の実施形態に係る構成が望ましい。
　本発明に係る油圧システムでは、２ポンプ状態ではリリーフ圧が低リリーフ圧に設定され、１ポンプ状態では高リリーフ圧に設定される。これにより、２ポンプ状態でのリリーフ圧の上昇を抑えることができ、エンジン馬力のロスを低減することができる。

Claims (3)

  1. 　エンジンと、
    　前記エンジンによって駆動され、前記エンジンの回転数に応じて圧油の吐出量を変化させる第１油圧ポンプおよび第２油圧ポンプと、
    　前記第１油圧ポンプから吐出された圧油を所定の高圧回路に送るための第１流路と、
    　低圧回路に接続される第２流路と、
    　前記第２油圧ポンプに接続される第３流路と、
    　前記第１流路と前記第２流路とを接続するリリーフ流路と、
    　前記第１流路を流れる圧油が所定のリリーフ圧以下の場合には前記リリーフ流路を閉じ、前記第１流路を流れる圧油が前記リリーフ圧よりも高い場合には前記リリーフ流路を開いて前記第１流路の圧油を前記第２流路へとリリーフさせるリリーフバルブと、
    　前記第３流路を前記第１流路に接続して前記第１油圧ポンプから吐出された圧油と前記第２油圧ポンプから吐出された圧油とを合流させて前記第１流路へと送る合流状態と、前記第３流路を前記第２流路に接続して前記第１油圧ポンプから吐出された圧油を前記第１流路へ送り且つ前記第２油圧ポンプから吐出された圧油を前記第２流路へ送る分流状態と、に切換可能な流路切換バルブと、
    　前記リリーフバルブのリリーフ圧を、所定の高リリーフ圧と、前記高リリーフ圧よりも低い低リリーフ圧とに切換可能なリリーフ圧切換部と、
    　前記エンジンの回転数が所定の閾値より低い場合には、前記流路切換バルブを合流状態にすると共に前記リリーフ圧切換部によって前記リリーフ圧を低リリーフ圧にし、前記エンジンの回転数が前記閾値以上である場合には、前記流路切換バルブを分流状態にすると共に前記リリーフ圧切換部によって前記リリーフ圧を高リリーフ圧にする制御部と、
    を備える油圧システム。
  2. 　前記リリーフバルブは、前記リリーフ流路を開閉する弁体と、前記リリーフ流路を閉じる方向に前記弁体を付勢する付勢部材とを有し、
    　前記リリーフ圧切換部は、前記付勢部材と反対側にパイロット受圧部が形成されており前記パイロット受圧部にパイロット圧が作用することによって前記リリーフ流路を閉じる方向に前記付勢部材を押圧する押圧部材を有し、
    　前記制御部は、前記流路切換バルブにパイロット圧を作用させて前記合流状態から前記分流状態に切り換えるための圧油と、前記押圧部材の前記パイロット受圧部にパイロット圧を作用させるための圧油とを送るためのパイロット流路と、前記パイロット流路への圧油の供給及び排出を制御するためのパイロット圧制御部と、を有する、
    請求項１に記載の油圧システム。
  3. 　第１油圧ポンプから吐出された圧油を所定の高圧回路に接続するための第１流路、低圧回路に接続される第２流路、第２油圧ポンプに接続される第３流路および前記第１流路と前記第２流路とを接続するリリーフ流路を有するケーシングと、
    　前記ケーシング内に設けられ、前記第３流路を前記第１流路に接続させる合流状態と、前記第３流路を前記第２流路に接続させる分流状態とに切換可能な流路切換バルブと、
    　前記リリーフ流路内に設けられ、前記リリーフ流路を開閉する弁体と、前記リリーフ流路を閉じる方向に前記弁体を付勢する付勢部材とを有するリリーフバルブと、
    　前記ケーシング内に設けられ、パイロット圧の作用により前記付勢部材を押圧する方向に移動する押圧部材を有するリリーフ圧切換部と、
    　前記ケーシング内に設けられ、前記流路切換バルブを前記分流状態に切り換えるためのパイロット圧を前記流路切換バルブに導くと共に、前記付勢部材を押圧する方向に前記押圧部材を移動させるためのパイロット圧を前記リリーフ圧切換部に導くパイロット流路と、
    を備えるバルブ組立体。
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