WO2015156029A1 - バルブ構造 - Google Patents

バルブ構造 Download PDF

Info

Publication number
WO2015156029A1
WO2015156029A1 PCT/JP2015/054013 JP2015054013W WO2015156029A1 WO 2015156029 A1 WO2015156029 A1 WO 2015156029A1 JP 2015054013 W JP2015054013 W JP 2015054013W WO 2015156029 A1 WO2015156029 A1 WO 2015156029A1
Authority
WO
WIPO (PCT)
Prior art keywords
valve
spool
competition
pressure
switching valve
Prior art date
Application number
PCT/JP2015/054013
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
中村　雅之
翔太 水上
Original Assignee
カヤバ工業株式会社
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by カヤバ工業株式会社 filed Critical カヤバ工業株式会社
Priority to KR1020167022373A priority Critical patent/KR101861462B1/ko
Priority to DE112015000926.4T priority patent/DE112015000926T5/de
Priority to CN201580011180.6A priority patent/CN106062383B/zh
Priority to US15/125,138 priority patent/US20160377098A1/en
Publication of WO2015156029A1 publication Critical patent/WO2015156029A1/ja

Links

Images

Classifications

    • 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
    • F15B13/00—Details of servomotor systems ; Valves for servomotor systems
    • F15B13/02—Fluid distribution or supply devices characterised by their adaptation to the control of servomotors
    • F15B13/04—Fluid distribution or supply devices characterised by their adaptation to the control of servomotors for use with a single servomotor
    • F15B13/0401—Valve members; Fluid interconnections therefor
    • F15B13/0402—Valve members; Fluid interconnections therefor for linearly sliding valves, e.g. spool valves
    • 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
    • F15B11/02—Systems essentially incorporating special features for controlling the speed or actuating force of an output member
    • F15B11/028—Systems essentially incorporating special features for controlling the speed or actuating force of an output member for controlling the actuating force
    • 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
    • F15B13/00—Details of servomotor systems ; Valves for servomotor systems
    • F15B13/02—Fluid distribution or supply devices characterised by their adaptation to the control of servomotors
    • F15B13/04—Fluid distribution or supply devices characterised by their adaptation to the control of servomotors for use with a single servomotor
    • F15B13/0416—Fluid distribution or supply devices characterised by their adaptation to the control of servomotors for use with a single servomotor with means or adapted for load sensing
    • F15B13/0417—Load sensing elements; Internal fluid connections therefor; Anti-saturation or pressure-compensation valves
    • 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
    • F15B13/00—Details of servomotor systems ; Valves for servomotor systems
    • F15B13/02—Fluid distribution or supply devices characterised by their adaptation to the control of servomotors
    • F15B13/026—Pressure compensating valves
    • 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
    • F16K—VALVES; TAPS; COCKS; ACTUATING-FLOATS; DEVICES FOR VENTING OR AERATING
    • F16K11/00—Multiple-way valves, e.g. mixing valves; Pipe fittings incorporating such valves
    • F16K11/02—Multiple-way valves, e.g. mixing valves; Pipe fittings incorporating such valves with all movable sealing faces moving as one unit
    • F16K11/06—Multiple-way valves, e.g. mixing valves; Pipe fittings incorporating such valves with all movable sealing faces moving as one unit comprising only sliding valves, i.e. sliding closure elements
    • F16K11/065—Multiple-way valves, e.g. mixing valves; Pipe fittings incorporating such valves with all movable sealing faces moving as one unit comprising only sliding valves, i.e. sliding closure elements with linearly sliding closure members
    • F16K11/07—Multiple-way valves, e.g. mixing valves; Pipe fittings incorporating such valves with all movable sealing faces moving as one unit comprising only sliding valves, i.e. sliding closure elements with linearly sliding closure members with cylindrical slides
    • 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
    • F16K—VALVES; TAPS; COCKS; ACTUATING-FLOATS; DEVICES FOR VENTING OR AERATING
    • F16K11/00—Multiple-way valves, e.g. mixing valves; Pipe fittings incorporating such valves
    • F16K11/02—Multiple-way valves, e.g. mixing valves; Pipe fittings incorporating such valves with all movable sealing faces moving as one unit
    • F16K11/06—Multiple-way valves, e.g. mixing valves; Pipe fittings incorporating such valves with all movable sealing faces moving as one unit comprising only sliding valves, i.e. sliding closure elements
    • F16K11/065—Multiple-way valves, e.g. mixing valves; Pipe fittings incorporating such valves with all movable sealing faces moving as one unit comprising only sliding valves, i.e. sliding closure elements with linearly sliding closure members
    • F16K11/07—Multiple-way valves, e.g. mixing valves; Pipe fittings incorporating such valves with all movable sealing faces moving as one unit comprising only sliding valves, i.e. sliding closure elements with linearly sliding closure members with cylindrical slides
    • F16K11/0716—Multiple-way valves, e.g. mixing valves; Pipe fittings incorporating such valves with all movable sealing faces moving as one unit comprising only sliding valves, i.e. sliding closure elements with linearly sliding closure members with cylindrical slides with fluid passages through the valve member
    • 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
    • F16K—VALVES; TAPS; COCKS; ACTUATING-FLOATS; DEVICES FOR VENTING OR AERATING
    • F16K15/00—Check valves
    • F16K15/02—Check valves with guided rigid valve members
    • F16K15/021—Check valves with guided rigid valve members the valve member being a movable body around which the medium flows when the valve is open
    • 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
    • F16K—VALVES; TAPS; COCKS; ACTUATING-FLOATS; DEVICES FOR VENTING OR AERATING
    • F16K27/00—Construction of housing; Use of materials therefor
    • F16K27/04—Construction of housing; Use of materials therefor of sliding valves
    • 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
    • F16K—VALVES; TAPS; COCKS; ACTUATING-FLOATS; DEVICES FOR VENTING OR AERATING
    • F16K27/00—Construction of housing; Use of materials therefor
    • F16K27/04—Construction of housing; Use of materials therefor of sliding valves
    • F16K27/041—Construction of housing; Use of materials therefor of sliding valves cylindrical slide valves
    • 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
    • F15B2211/2053—Type of pump
    • F15B2211/20546—Type of pump variable capacity
    • 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
    • F15B2211/25—Pressure control functions
    • 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
    • F15B2211/40—Flow control
    • F15B2211/405—Flow control characterised by the type of flow control means or valve

Definitions

  • the present invention relates to a valve structure in which a main spool of a switching valve and a competition spool of a compensator valve are connected.
  • This type of valve structure is conventionally known as shown in JP2009-204086A.
  • the compensator valve's competition spool is orthogonal to the main spool of the switching valve.
  • the competition spool is provided on the valve body and on the supply passage side into which the pressure fluid from the variable displacement pump flows.
  • the compensator valve competing spool is orthogonal to the main spool of the switching valve, the assembling direction of the main spool and the assembling direction of the competing spool are also orthogonal.
  • the working direction has to be changed, resulting in a problem that work efficiency is deteriorated.
  • An object of the present invention is to provide a valve structure in which a main spool and a competition spool can be easily assembled.
  • a valve structure includes a switching valve and a compensator valve that keeps a diversion ratio determined by the switching amount of the switching valve constant regardless of a load fluctuation of an actuator connected to the switching valve. .
  • the axis of the main spool provided in the switching valve is parallel to the axis of the competition spool provided in the compensator valve.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view showing an embodiment of the present invention.
  • a switching valve V1 and a compensator valve V2 are incorporated in the valve body B.
  • the valve body B that accommodates the set of the switching valve V1 and the compensator valve V2 is provided for each of a plurality of actuators (not shown), and these valve bodies are usually manifolded.
  • the valve body B includes a pump port 1 connected to a variable displacement pump (not shown), a connection passage 2 divided into two forks from the pump port 1, and an actuator port 3 connected to the actuator. 4 are formed.
  • the pump port 1 and the connection passage 2 are combined to constitute the supply passage of this embodiment.
  • the elements indicated by reference numerals 5 and 6 are relief valves.
  • the relief valves 5 and 6 return the working fluid of the actuator ports 3 and 4 to the return passages 7 and 8 when the load pressure of the actuator ports 3 and 4 exceeds the set pressure.
  • the switching valve V1 includes a main spool MS that is slidably incorporated in the valve body B as a main element.
  • a first annular groove 9 is formed at the center of the main spool MS, and second and third annular grooves 10 and 11 are formed on both sides of the first annular groove 9.
  • first, second and third annular recesses 12, 13, and 14 are formed in the spool hole into which the main spool MS is incorporated.
  • the first annular recess 12 is located in the center of the bifurcated connection passage 2, and the second and third annular recesses 13 and 14 are located outside the connection passage 2.
  • the main spool MS of the switching valve V1 is normally maintained at the neutral position shown in the figure by the action of the spring force of the centering spring 15.
  • the first annular groove 9 faces the first annular recess 12, and the second and third annular grooves 10, 11 correspond to the actuator ports 3, 4.
  • the main spool MS When the pilot pressure is introduced to one of the first and second pilot chambers 16 and 17 from the state where the main spool MS is in the neutral position, the main spool MS is switched to either the left or right.
  • the first annular recess 12 and the connection passage 2 communicate with each other via the first annular groove 9, and the second annular recess 13 and the actuator port 3 are in the second state. It communicates via the annular groove 10.
  • the actuator port 4 communicates with the return passage 8 via the third annular groove 11.
  • the first annular recess 12 and the connection passage 2 communicate with each other via the first annular groove 9, and the third annular recess 14 and the actuator port 4 Communicates via the third annular groove 11.
  • the actuator port 3 communicates with the return passage 7 via the second annular groove 10.
  • the communicating portion constitutes a variable throttle portion of the switching valve V1.
  • the opening of the variable throttle is proportional to the amount of movement of the main spool MS.
  • the compensator valve V2 is incorporated in the valve body B on the opposite side of the supply passage composed of the pump port 1 and the connection passage 2 across the main spool MS.
  • the compensator valve V2 has a competition spool CS that is slidably incorporated in the valve body B as a main element.
  • the axis of the competition spool CS is parallel to the axis of the main spool MS, and the outer diameter of the competition spool CS is the same as the outer diameter of the main spool MS. Since the outer diameter of the main spool MS and the outer diameter of the competition spool CS are the same, the inner diameters of the spool holes into which the spools MS and CS are incorporated are also the same.
  • annular first spool groove 18 is formed in the competition spool CS, and annular second and third spool grooves 19 and 20 are formed on both sides of the first spool groove 18.
  • the second and third spool grooves 19 and 20 are always in communication with the second and third annular recesses 13 and 14 of the switching valve V1.
  • One end of the competition spool CS faces the pressure chamber 21, and the other end of the competition spool CS faces the maximum load pressure introduction chamber 22.
  • the maximum load pressure introduction chamber 22 communicates with a maximum load pressure introduction chamber of another main valve (not shown).
  • the maximum load pressure between the actuators described above is selected and introduced into these maximum load pressure introduction chambers, and the maximum load pressure guided to the maximum load pressure introduction chamber is variable (not shown). It is guided to a tilt angle control means for controlling the tilt angle of the capacity type pump.
  • the competition spool CS forms a passage 23 communicating with the pressure chamber 21 and communicates the opening 23a of the passage 23 with a relay port 24 formed in the valve body B.
  • the relay port 24 always communicates with the first annular recess 12.
  • the opening 23a always opens to the relay port 24 regardless of the movement position of the competition spool CS.
  • a damper orifice 23 b is formed between the opening 23 a and the passage 23.
  • the relay port 24 always communicates with the first annular recess 12 of the switching valve V1 as described above.
  • the pressure fluid from the pump port 1 flows into the relay port 24 and the pressure in the relay port 24 is guided to the pressure chamber 21.
  • the competition spool CS maintains a position where the pressure guided from the relay port 24 to the pressure chamber 21 and the maximum load pressure guided to the maximum load introduction chamber 22 are balanced.
  • the opening degree of the flow path flowing from the relay port 24 to the first spool groove 18, that is, the opening degree of the competition throttle portion A is kept to a minimum when the competition spool CS is at the illustrated position, As it moves in the direction, the opening of the competition throttle A increases.
  • valve body B forms a U-shaped flow passage 25, and one end of the flow passage 25 is always in communication with the first spool groove 18 of the competition spool CS. Therefore, the pressure fluid that has flowed into the relay port 24 flows into the flow passage 25 via the competition restricting portion A.
  • the pressure fluid flowing into the flow passage 25 pushes and opens either the load check valve 26 or 27, passes through either the second spool groove 19 or the third spool groove 20, and the second annular recess of the main spool MS. 13 or the third annular recess 14.
  • the pair of load check valves 26 and 27 face the flow passage 25 and allow only the flow from the flow passage 25 to the actuator ports 3 and 4.
  • each mounting hole into which the load check valves 26 and 27 are installed passes through the valve body B through the flow passage 25. Since the pair of load check valves 26 and 27 have the same axis, and each of the mounting holes into which the pair of load check valves 26 and 27 are mounted need only penetrate through the valve body B, the mounting holes are formed in one step. It can be formed with.
  • the flow paths 28 and 29 into which the fluid flows when the load check valves 26 and 27 are opened pass around the second and third spool grooves 19 and 20 formed in the competition spool CS and pass through the second of the switching valve V1. , 3 communicated with the annular recesses 13, 14. Therefore, when the main spool MS is in the neutral position shown in the drawing, even if both the load check valves 26 and 27 are opened, the second and third annular recesses 13 and 14 of the switching valve V1 are closed, so that the fluid can flow from there. Will not leak.
  • the other end of the U-shaped flow passage 25 communicates with a pressure introduction port 30 formed in the competition spool CS.
  • the pressure introduction port 30 communicates with the maximum load pressure introduction chamber 22 via a selection valve 31 provided in the competition spool CS, or the communication is blocked.
  • the selection valve 31 is opened by the pressure on the pressure introduction port 30 side, and the pressure on the pressure introduction port 30 side is the maximum load pressure introduction. Guided to chamber 22.
  • the selection valve 31 is closed to block communication between the pressure introduction port 30 side and the maximum load pressure introduction chamber 22.
  • the maximum load pressure is selected from among the load pressures of the actuators connected to the plurality of switching valves and introduced into the maximum load pressure introduction chamber 22 of each switching valve, and this maximum load pressure is the tilt angle described above. Guided to control means.
  • one actuator port 3 communicates with the second annular recess 13 of the switching valve V1 via the second annular groove 10 of the main spool MS.
  • the other actuator port 4 communicates with the return passage 8 via the third annular groove 11 of the main spool MS.
  • the first annular recess 12 communicates with the connection passage 2 via the first annular groove 9 of the main spool MS.
  • the opening degree of the communication part between the first annular recess 12 and the connection passage 2 varies depending on the switching amount of the main spool MS. And the opening degree at that time becomes the diversion ratio of the switching valve V1.
  • the opening at this time is also referred to as the opening of the main throttle portion.
  • the pressure fluid that has flowed into the pump port 1 flows into the relay port 24 at a flow rate that corresponds to the opening degree of the main throttle portion, but the pressure fluid that has flowed into the relay port 24 has the same pressure as the opening degree of the main throttle portion. It becomes lower than the pump discharge pressure by the corresponding pressure loss.
  • the pressure of the pressure fluid flowing into the relay port 24 through the main throttle portion is guided to the pressure chamber 21 via the opening portion 23a and the damper orifice 23b.
  • the pressure of the pressure chamber 21 acts on one end of the competition spool CS, and the maximum load guided to the maximum load pressure introduction chamber 22 on the other end. Pressure acts.
  • the opening of the competition throttle A is determined by the position of the competition spool CS.
  • the position of the competition spool CS is led to the pressure on the relay port 24 side led to the pressure chamber 21 side and the maximum load pressure introduction chamber 22. It depends on the balance with the maximum load pressure.
  • the pressure fluid guided to the flow passage 25 pushes one load check valve 26 open, is guided to the second annular recess 13 of the switching valve V1 via the flow path 28, and also the first fluid of the main spool MS. It is supplied to the actuator port 3 via the two annular grooves 10. That is, the pressure in the flow passage 25 becomes the load pressure of the actuator connected to the illustrated switching valve V1. The return fluid of the actuator is returned from the actuator port 4 to the return passage 8 via the third annular groove 11 of the main spool MS.
  • the pressure of the flow passage 25, that is, the load pressure of the actuator acts on the selection valve 31 through the pressure introduction port 30.
  • the selection valve 31 compares the pressure on the pressure introduction port 30 side with the maximum load pressure guided to the maximum load pressure introduction chamber 22.
  • the selection valve 31 is kept closed, and the competition spool CS maintains the previous balance position.
  • the opening of the competition throttle section A is increased, the pressure loss before and after the competition throttle section A is reduced. Therefore, even if the load pressure of the actuator is increased, the above-described connection between the connection passage 2 and the relay port 24 is performed.
  • the differential pressure before and after the main throttle is kept constant. If the differential pressure across the main throttle is kept constant, the flow rate passing through the main throttle does not change. In other words, the diversion ratio according to the opening degree of the plurality of main valves is kept constant regardless of the load pressure of the actuators connected to the main valves.
  • the opening of the competition throttle section A decreases, the pressure loss before and after the competition throttle section A increases. Therefore, even if the load pressure of the actuator becomes small, the differential pressure before and after the main throttle portion is kept constant. If the differential pressure before and after the main throttle is kept constant, the flow rate of the fluid passing through the main throttle does not change. Therefore, the diversion ratio according to the opening degrees of the plurality of main valves is kept constant regardless of the load pressure of the actuator connected to the main valves.
  • the main spool MS, the competition spool CS, and the pair of load check valves 26 and 27 can be incorporated into the valve body B with their axes parallel to each other. It becomes unnecessary to change the direction of B. Therefore, the work process is simplified and work efficiency is improved.
  • the orientation of the valve body is 90 degrees to incorporate the competition spool into the valve body.
  • the work process of changing the direction of the valve body is increased in the process of assembling both spools, resulting in poor work efficiency.
  • the main spool MS and the competition spool CS are parallel, the direction in which both the spools MS and CS are assembled is the same. Therefore, in the work process for incorporating both the spools MS and CS, a process for changing the direction of the valve body B can be omitted, and the work efficiency is improved.
  • the outer diameter of the main spool MS and the outer diameter of the competition spool CS are the same, the inner diameters of the mounting holes for incorporating the spools MS and CS can be made the same. Therefore, a tool for forming these built-in holes in the valve body B can be shared. Further, when the periphery of the main spool MS and the competition spool CS is polished, since the outer diameters thereof are the same, a common polishing tool can be used. As described above, since the tool for drilling and the tool for polishing can be made common, it is useful for cost reduction accordingly.
  • valve body B of the switching valve V1 and the compensator valve V2 is shared, and the switching valve V1 and the compensator valve V2 are accommodated in the same valve body B.
  • the main spool MS and the competition spool CS are arranged in parallel, and the assembling work is simplified.
  • the compensator valve V2 is provided on the opposite side of the supply passage composed of the pump port 1 and the connection passage 2 across the main spool MS of the switching valve V1. Therefore, it is possible to secure a sufficient space in the portion that forms the supply passage of the switching valve V1. Therefore, the diameter of the supply passage can be increased, and the pressure loss of the supply passage can be reduced. That is, energy loss can be suppressed.
  • valve body B of the switching valve V1 and the compensator valve V2 is shared, but the valve body of the switching valve V1 and the valve body of the compensator valve V2 may be separated.
  • valve bodies when separate valve bodies are connected, it is necessary to maintain a relationship in which the main spool MS of the switching valve V1 and the competition spool CS of the compensator valve V2 are parallel to each other.
  • the present invention is most suitable as a load sensing valve device for construction machines, particularly power shovels.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Fluid Mechanics (AREA)
  • Fluid-Pressure Circuits (AREA)
  • Multiple-Way Valves (AREA)

Abstract

　バルブ構造は、切換弁と、切換弁に接続されるアクチュエータの負荷変動にかかわりなく、切換弁の切り換え量で決まる分流比を一定に保つコンペンセータバルブと、を備える。切換弁に設けられたメインスプールの軸線と、コンペンセータバルブに設けられたコンペスプールの軸線と、が平行である。

Description

バルブ構造
　本発明は、切換弁のメインスプールとコンペンセータバルブのコンペスプールとを連接したバルブ構造に関する。
　この種のバルブ構造は、ＪＰ２００９－２０４０８６Ａに示されるように従来から知られている。この従来のバルブ構造では、切換弁のメインスプールに対して、コンペンセータバルブのコンペスプールが直交している。
　また、上記コンペスプールは、バルブボディに設けられるとともに、可変容量型ポンプからの圧力流体が流入する供給通路側に設けられている。
　上記の従来のバルブ構造では、切換弁のメインスプールに対して、コンペンセータバルブのコンペスプールが直交しているので、メインスプールの組込み方向とコンペスプールの組込み方向も直交する。このように両スプールの組込み方向が直交すると、例えばそれらの組み付け作業時には、その作業方向を変えなければならず、作業効率が悪くなるという問題があった。
　本発明の目的は、メインスプールとコンペスプールとの組み付けが簡単にできるバルブ構造を提供することである。
　本発明のある態様によれば、バルブ構造は、切換弁と、切換弁に接続されるアクチュエータの負荷変動にかかわりなく、切換弁の切り換え量で決まる分流比を一定に保つコンペンセータバルブと、を備える。切換弁に設けられたメインスプールの軸線と、コンペンセータバルブに設けられたコンペスプールの軸線と、が平行である。
図１は、本発明の実施形態を示す断面図である。
　図示の実施形態では、バルブボディＢに切換弁Ｖ１とコンペンセータバルブＶ２とが組み込まれている。このように切換弁Ｖ１及びコンペンセータバルブＶ２の組を収容するバルブボディＢは、図示していない複数のアクチュエータごとに設けられるとともに、通常は、これらバルブボディはマニホールド化されている。
　バルブボディＢは、図示していない可変容量型ポンプに接続されるポンプポート１と、ポンプポート１を基点にして二股状に分けられた接続通路２と、上記アクチュエータに接続されるアクチュエータポート３，４と、を形成している。ポンプポート１及び接続通路２が相まって、本実施形態の供給通路が構成されている。
　図中、符号５，６で示される要素はリリーフ弁である。リリーフ弁５，６は、アクチュエータポート３，４の負荷圧が設定圧以上になったとき、アクチュエータポート３，４の作動流体を戻り通路７，８に戻す。
　切換弁Ｖ１は、バルブボディＢに摺動自在に組み込こまれたメインスプールＭＳを主要素として有する。メインスプールＭＳの中央に第１環状溝９が形成されており、その第１環状溝９の両側に第２，３環状溝１０，１１が形成されている。
　また、メインスプールＭＳが組み込まれるスプール孔には、第１，第２，第３環状凹部１２，１３，１４が形成されている。第１の環状凹部１２は二股状の接続通路２の中央に位置しており、第２，第３の環状凹部１３，１４は接続通路２の外側に位置している。
　切換弁Ｖ１のメインスプールＭＳは、センタリングスプリング１５のばね力の作用で、通常は、図示の中立位置に保たれている。メインスプールＭＳが中立位置にあるときは、第１環状溝９が第１環状凹部１２に正対し、第２，３環状溝１０，１１はアクチュエータポート３，４に対応している。
　メインスプールＭＳが中立位置を保っている状態から、第１，２パイロット室１６，１７のいずれか一方にパイロット圧が導かれると、メインスプールＭＳは左右いずれかに切り換わる。例えば、メインスプールＭＳが図面右方向に切り換わると、第１環状凹部１２と接続通路２とが第１環状溝９を介して連通するとともに、第２環状凹部１３とアクチュエータポート３とは第２環状溝１０を介して連通する。また、アクチュエータポート４は第３環状溝１１を介して戻り通路８に連通する。
　メインスプールＭＳが上記とは逆に図面左方向に切り換わると、第１環状凹部１２と接続通路２とが第１環状溝９を介して連通するとともに、第３環状凹部１４とアクチュエータポート４とが第３環状溝１１を介して連通する。また、アクチュエータポート３は第２環状溝１０を介して戻り通路７に連通する。
　接続通路２が第１環状溝９を介して第１環状凹部１２に連通するとき、その連通部が切換弁Ｖ１の可変絞り部を構成する。当該可変絞り部の開度は、メインスプールＭＳの移動量に比例する。
　コンペンセータバルブＶ２は、メインスプールＭＳを挟んで、ポンプポート１及び接続通路２からなる供給通路とは反対側におけるバルブボディＢに組み込まれている。メインスプールＭＳを挟んで一方の側に当該供給通路を設け、他方の側にコンペンセータバルブＶ２を設けることによって、コンペンセータバルブＶ２とは反対側のスペースを大きく取れる。したがって、この大きく確保されたスペースに供給通路を形成できるので、当該供給通路を十分に大きくして、その圧力損失を小さくできる。
　また、コンペンセータバルブＶ２は、バルブボディＢに摺動自在に組み込まれたコンペスプールＣＳを主要素として有する。コンペスプールＣＳの軸線はメインスプールＭＳの軸線と平行であり、コンペスプールＣＳの外径はメインスプールＭＳの外径と同じである。メインスプールＭＳの外径とコンペスプールＣＳの外径とが同じなので、両スプールＭＳ及びＣＳが組み込まれるスプール孔の内径も同じになる。
　コンペスプールＣＳには環状の第１スプール溝１８が形成されており、第１スプール溝１８の両側に環状の第２，３スプール溝１９，２０が形成されている。第２，３スプール溝１９，２０は、切換弁Ｖ１の第２，３環状凹部１３，１４に常時連通している。コンペスプールＣＳの一端は圧力室２１に臨んでおり、コンペスプールＣＳの他端は最高負荷圧導入室２２に臨んでいる。
　最高負荷圧導入室２２は、図示していない他のメインバルブの最高負荷圧導入室に連通している。そして、これらの最高負荷圧導入室には、前述の各アクチュエータ間における最高負荷圧が選択されて導入されるとともに、この最高負荷圧導入室に導かれた最高負荷圧は、図示していない可変容量型ポンプの傾転角を制御する傾転角制御手段に導かれる。
　さらに、コンペスプールＣＳは、圧力室２１に連通する通路２３を形成するとともに、通路２３の開口部２３ａをバルブボディＢに形成された中継ポート２４に連通させている。中継ポート２４は、第１環状凹部１２に常時連通する。
　開口部２３ａは、コンペスプールＣＳの移動位置にかかわりなく中継ポート２４に常時開口する。開口部２３ａと通路２３との間にはダンパーオリフィス２３ｂが形成されている。
　中継ポート２４は、上記したように切換弁Ｖ１の第１環状凹部１２に常時連通する。メインスプールＭＳが図示の中立位置から左右いずれかに切り換わったとき、ポンプポート１からの圧力流体が中継ポート２４に流入するとともに、中継ポート２４の圧力が圧力室２１に導かれる。
　コンペスプールＣＳは、中継ポート２４から圧力室２１に導かれた圧力と最高負荷導入室２２に導かれた最高負荷圧とがバランスする位置を保つ。そして、中継ポート２４から第１スプール溝１８に流れる流路の開度すなわちコンペ絞り部Ａの開度は、コンペスプールＣＳが図示の位置にあるときに最小に保たれ、コンペスプールＣＳが図面右方向に移動するにしたがって、コンペ絞り部Ａの開度が大きくなる。
　また、バルブボディＢはＵ字状の流通路２５を形成するとともに、流通路２５の一端をコンペスプールＣＳの第１スプール溝１８に常時連通させている。したがって、中継ポート２４に流入した圧力流体は、コンペ絞り部Ａを経由して流通路２５に流入する。
　流通路２５に流入した圧力流体は、ロードチェック弁２６あるいは２７のいずれかを押し開いて、第２スプール溝１９あるいは第３スプール溝２０のいずれかを経由し、メインスプールＭＳの第２環状凹部１３あるいは第３環状凹部１４のいずれかに導かれる。一対のロードチェック弁２６，２７は、流通路２５に臨み、流通路２５からアクチュエータポート３，４への流通のみを許容する。
　一対のロードチェック弁２６，２７の互いの軸線は同じである。ロードチェック弁２６，２７が組み込まれるそれぞれの組み込み孔は、流通路２５を介してバルブボディＢを貫通している。一対のロードチェック弁２６，２７の互いの軸線が同じで、かつ一対のロードチェック弁２６，２７が組み込まれるそれぞれの組み込み孔が、バルブボディＢを貫通すればよいので、当該組み込み孔を一工程で形成できるようになる。
　上記ロードチェック弁２６，２７の開弁時に流体が流入する流路２８，２９は、コンペスプールＣＳに形成された第２，３スプール溝１９，２０の周囲を通って、切換弁Ｖ１の第２，３環状凹部１３，１４に連通している。したがって、メインスプールＭＳが図示の中立位置にあるときには、たとえ両ロードチェック弁２６，２７が開いたとしても、切換弁Ｖ１の第２，３環状凹部１３，１４が閉じているので、そこから流体が流出することはない。
　また、メインスプールＭＳが切り換わって流通路２５に圧力流体が流入し、両ロードチェック弁２６，２７が開いたとしても、切換弁Ｖ１の第２，３環状凹部１３あるいは１４のいずれか一方が必ず閉じている。そのため、流通路２５に流入した圧力流体が、流路２８あるいは２９を通って戻り通路７あるいは８に戻されることはない。つまり、メインスプールＭＳは、メインスプールＭＳが切り換えられた際、一対のロードチェック弁２６，２７のいずれか一方と、一対のアクチュエータポート３，４のうち当該一方のロードチェック弁に対応するアクチュエータポートと、の連通を遮断する。
　一方、Ｕ字状の流通路２５の他端は、コンペスプールＣＳに形成された圧力導入ポート３０に連通している。この圧力導入ポート３０は、コンペスプールＣＳに設けられた選択弁３１を介して、最高負荷圧導入室２２に連通したり、あるいはその連通が遮断されたりする。
　例えば、圧力導入ポート３０側の圧力が、最高負荷圧導入室２２の圧力よりも高いときには、圧力導入ポート３０側の圧力によって選択弁３１が開き、圧力導入ポート３０側の圧力は最高負荷圧導入室２２に導かれる。
　反対に、最高負荷圧導入室２２の圧力が、圧力導入ポート３０側の圧力よりも高いときには、選択弁３１は閉じて圧力導入ポート３０側と最高負荷圧導入室２２との連通を遮断する。
　したがって、複数の切換弁に接続されたアクチュエータの負荷圧のうち、最高負荷圧が選択されて各切換弁の最高負荷圧導入室２２に導入されるとともに、この最高負荷圧が前述の傾転角制御手段に導かれる。
　次に、本実施形態の作用を説明する。メインスプールＭＳが図示の中立位置から右方向に切り換わったとすると、メインスプールＭＳの第２環状溝１０を介して一方のアクチュエータポート３が切換弁Ｖ１の第２環状凹部１３に連通する。他方のアクチュエータポート４は、メインスプールＭＳの第３環状溝１１を介して戻り通路８に連通する。
　このとき、第１環状凹部１２はメインスプールＭＳの第１環状溝９を介して接続通路２に連通する。第１環状凹部１２と接続通路２との間の連通部の開度は、メインスプールＭＳの切換量に応じて異なる。そして、そのときの開度が切換弁Ｖ１の分流比となる。このときの開度を以下にはメイン絞り部の開度ともいう。
　ポンプポート１に流入した圧力流体は、上記メイン絞り部の開度に応じた流量で中継ポート２４に流入するが、中継ポート２４に流入した圧力流体の圧力は、上記メイン絞り部の開度に応じた圧力損失分だけポンプ吐出圧よりも低くなる。
　上記メイン絞り部を通って中継ポート２４に流入した圧力流体の圧力は、開口部２３ａ及びダンパーオリフィス２３ｂを経由して圧力室２１に導かれる。
　圧力室２１に中継ポート２４側の圧力が導かれれば、コンペスプールＣＳの一端には、圧力室２１の圧力が作用し、他端には、最高負荷圧導入室２２に導かれた最高負荷圧が作用する。コンペ絞り部Ａの開度は、コンペスプールＣＳの位置によって決まるが、このコンペスプールＣＳの位置は、圧力室２１側に導かれる中継ポート２４側の圧力と、最高負荷圧導入室２２に導かれた最高負荷圧と、のバランスによって決まる。
　また、流通路２５に導かれた圧力流体は、一方のロードチェック弁２６を押し開いて、流路２８を経由して切換弁Ｖ１の第２環状凹部１３に導かれるとともに、メインスプールＭＳの第２環状溝１０を経由してアクチュエータポート３に供給される。つまり、流通路２５内の圧力は、図示の切換弁Ｖ１に接続されたアクチュエータの負荷圧となる。当該アクチュエータの戻り流体は、アクチュエータポート４からメインスプールＭＳの第３環状溝１１を経由して戻り通路８に戻される。
　一方、流通路２５の圧力すなわちアクチュエータの負荷圧は、圧力導入ポート３０を通って選択弁３１に作用する。選択弁３１は、この圧力導入ポート３０側の圧力と、最高負荷圧導入室２２に導かれた最高負荷圧とを比較する。そして、最高負荷圧導入室２２に導かれた最高負荷圧が圧力導入ポート３０側の圧力よりも高いときには、選択弁３１は閉じた状態を保ち、コンペスプールＣＳは先のバランス位置を維持する。
　切換弁Ｖ１を所定の切換位置に維持したままの状態で、切換弁Ｖ１に接続されたアクチュエータの負荷圧が高くなると、中継ポート２４及び圧力室２１の圧力も上昇する。このときコンペスプールＣＳは、上昇した圧力室２１の圧力作用と、最高負荷圧導入室２２に導かれた最高負荷圧の圧力作用とにより、図面右側に移動し、コンペ絞り部Ａの開度を大きくする。
　コンペ絞り部Ａの開度が大きくなれば、コンペ絞り部Ａの前後の圧力損失が小さくなるので、アクチュエータの負荷圧が高くなったとしても、接続通路２と中継ポート２４との間における前述のメイン絞り部の前後の差圧は一定に保たれる。メイン絞り部の前後の差圧が一定に保たれれば、当該メイン絞り部を通過する流量は変化しない。言い換えると、複数のメインバルブの開度に応じた分流比は、それらメインバルブに接続されたアクチュエータの負荷圧に関係なく一定に保たれる。
　また、切換弁Ｖ１を所定の切換位置に維持したままの状態で、切換弁Ｖ１に接続されたアクチュエータの負荷圧が低くなると、中継ポート２４及び圧力室２１の圧力も低くなる。このとき、コンペスプールＣＳは、低くなった圧力室２１の圧力作用と、最高負荷圧導入室２２に導かれた最高負荷圧の圧力作用とにより、図面左側に移動し、コンペ絞り部Ａの開度を小さくする。
　コンペ絞り部Ａの開度が小さくなれば、コンペ絞り部Ａの前後の圧力損失が大きくなる。そのため、アクチュエータの負荷圧が小さくなっても、前述のメイン絞り部の前後の差圧は一定に保たれる。メイン絞り部の前後の差圧が一定に保たれれば、当該メイン絞り部を通過する流体の流量は変化しない。したがって、複数のメインバルブの開度に応じた分流比は、それらメインバルブに接続されたアクチュエータの負荷圧に関係なく一定に保たれる。
　本実施形態によれば、メインスプールＭＳ、コンペスプールＣＳ及び一対のロードチェック弁２６，２７のそれぞれの軸線を平行にしてバルブボディＢに組み込めるようにしたので、それらを組み込む作業工程で、バルブボディＢの向きを変更しなくてもよくなる。したがって、作業工程が単純になり、作業効率が向上する。
　例えば、従来のバルブ構造のように、メインスプールに対してコンペスプールが直交している場合、メインスプールをバルブボディに組み込んだ後、コンペスプールをバルブボディに組み込むためにバルブボディの向きを９０度変えなければならない。つまり、従来のバルブ構造では、両スプールの組込み過程で、バルブボディの向きを変えるという作業工程が増えることになるので、作業効率が悪くなる。
　しかし、本実施形態によれば、メインスプールＭＳとコンペスプールＣＳとが平行しているので、それら両スプールＭＳ，ＣＳを組み込む方向が同じになる。したがって、それら両スプールＭＳ，ＣＳを組み込む作業工程で、バルブボディＢの向きを変えるような工程を省くことができ、作業効率が向上する。
　また、メインスプールＭＳの外径とコンペスプールＣＳの外径とが同じなので、これらスプールＭＳ，ＣＳを組み込むための組み込み孔の内径を同じにすることができる。そのため、これらの組み込み孔をバルブボディＢに形成する工具を共通化できる。さらに、メインスプールＭＳとコンペスプールＣＳの周囲を研磨するときにも、それらの外径が同じなので、共通の研磨工具を用いることができる。このように孔加工用の工具や研磨用の工具を共通化できるので、その分、コスト削減に役立つことになる。
　本実施形態では、切換弁Ｖ１とコンペンセータバルブＶ２とのバルブボディＢが共通化され、切換弁Ｖ１とコンペンセータバルブＶ２とが同じバルブボディＢに収容されている。そのため、メインスプールＭＳとコンペスプールＣＳとが平行に配置されていることと相まって、組み付け作業が簡単になる。
　さらに、コンペンセータバルブＶ２は、切換弁Ｖ１のメインスプールＭＳを挟んで、ポンプポート１及び接続通路２からなる供給通路とは反対側に設けられている。そのため、切換弁Ｖ１の供給通路を形成する部分のスペースを十分に確保できる。したがって、当該供給通路の通路径を大きくでき、供給通路の圧力損失を小さくできる。つまり、エネルギーロスを抑えることができる。
　加えて、本実施形態では、一対のロードチェック弁２６，２７が組み付けられる組み付け孔の加工を一度にできるので、その孔加工の効率が飛躍的に向上する。
　一対のロードチェック弁２６，２７にいたる流通路を共通化できるので、上記の構成と相まって孔加工の効率が向上する。
　なお、上記実施形態では、切換弁Ｖ１及びコンペンセータバルブＶ２のバルブボディＢを共通化しているが、切換弁Ｖ１のバルブボディとコンペンセータバルブＶ２のバルブボディとを別々にしてもよい。ただし、別々のバルブボディを連接したとき、切換弁Ｖ１のメインスプールＭＳとコンペンセータバルブＶ２のコンペスプールＣＳが互いに平行になる関係を保つことが必要である。
　本発明は、建設機械、特にパワーショベルのロードセンシングバルブ装置として最適である。
　以上、本発明の実施形態について説明したが、上記実施形態は本発明の適用例の一部を示したに過ぎず、本発明の技術的範囲を上記実施形態の具体的構成に限定する趣旨ではない。
　本願は２０１４年４月１１日に日本国特許庁に出願された特願２０１４－０８１５４７に基づく優先権を主張し、この出願の全ての内容は参照により本明細書に組み込まれる。

Claims (6)

  1. 　バルブ構造であって、
    　切換弁と、
    　前記切換弁に接続されるアクチュエータの負荷変動にかかわりなく、上記切換弁の切り換え量で決まる分流比を一定に保つコンペンセータバルブと、を備え、
    　前記切換弁に設けられたメインスプールの軸線と、前記コンペンセータバルブに設けられたコンペスプールの軸線と、が平行であるバルブ構造。
  2. 　請求項１に記載のバルブ構造であって、
    　前記メインスプールの外径と前記コンペスプールの外径とが同じであるバルブ構造。
  3. 　請求項１に記載のバルブ構造であって、
    　前記切換弁及び前記コンペンセータバルブを収容するバルブボディが共通化され、
    　前記切換弁は、可変容量型ポンプからの圧力流体が前記メインスプールの切り換え位置に応じて導かれる供給通路を有し、
    　前記コンペスプールは、前記メインスプールを挟んで前記供給通路とは反対側に設けられているバルブ構造。
  4. 　請求項１に記載のバルブ構造であって、
    　前記切換弁と前記コンペンセータバルブとの間における一方向の流通のみを許容する一対のロードチェック弁をさらに備え、
    　前記一対のロードチェック弁の軸線は、前記メインスプール及び前記コンペスプールの軸線と平行であるバルブ構造。
  5. 　請求項４に記載のバルブ構造であって、
    　前記切換弁に設けられた一対のアクチュエータポートに連通する共通の流通路をさらに備え、
    　前記一対のロードチェック弁は、前記流通路に臨み、前記流通路から前記アクチュエータポートへの流通のみを許容し、
    　前記一対のロードチェック弁が組み込まれる組み込み孔が前記流通路を介して貫通しているバルブ構造。
  6. 　請求項４に記載のバルブ構造であって、
    　前記切換弁に設けられた一対のアクチュエータポートに連通する共通の流通路をさらに備え、
    　前記一対のロードチェック弁は、前記流通路に臨んでおり、
    　前記メインスプールは、前記メインスプールが切り換えられた際、いずれか一方のロードチェック弁と、前記一方のロードチェック弁に対応する一方のアクチュエータポートと、の連通を遮断するバルブ構造。
PCT/JP2015/054013 2014-04-11 2015-02-13 バルブ構造 WO2015156029A1 (ja)

Priority Applications (4)

Application Number Priority Date Filing Date Title
KR1020167022373A KR101861462B1 (ko) 2014-04-11 2015-02-13 밸브 구조
DE112015000926.4T DE112015000926T5 (de) 2014-04-11 2015-02-13 Ventilstruktur
CN201580011180.6A CN106062383B (zh) 2014-04-11 2015-02-13 阀构造
US15/125,138 US20160377098A1 (en) 2014-04-11 2015-02-13 Valve structure

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP2014-081547 2014-04-11
JP2014081547A JP6338428B2 (ja) 2014-04-11 2014-04-11 バルブ構造

Publications (1)

Publication Number Publication Date
WO2015156029A1 true WO2015156029A1 (ja) 2015-10-15

Family

ID=54287610

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
PCT/JP2015/054013 WO2015156029A1 (ja) 2014-04-11 2015-02-13 バルブ構造

Country Status (6)

Country Link
US (1) US20160377098A1 (ja)
JP (1) JP6338428B2 (ja)
KR (1) KR101861462B1 (ja)
CN (1) CN106062383B (ja)
DE (1) DE112015000926T5 (ja)
WO (1) WO2015156029A1 (ja)

Families Citing this family (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP3434910B1 (en) * 2016-03-22 2024-02-28 Sumitomo (S.H.I.) Construction Machinery Co., Ltd. Shovel and control valve for shovel
JP6941540B2 (ja) * 2017-11-15 2021-09-29 株式会社オグラ 油圧作動装置
US10858806B2 (en) * 2019-03-12 2020-12-08 Caterpillar Inc. Modular manifold having at least two control modules for controlling operation of at least two hydraulic actuators of an earthmoving machine

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS59183102A (ja) * 1983-03-25 1984-10-18 ロ−ベルト・ボツシユ・ゲゼルシヤフト・ミツト・ベシユレンクテル・ハフツング 複動モ−タの制御用液圧方向制御弁
JPH04312202A (ja) * 1991-02-15 1992-11-04 Marrel 比例分配装置及びそれを含む油圧制御装置
JP2744846B2 (ja) * 1990-11-26 1998-04-28 日立建機株式会社 油圧駆動装置及び方向切換弁
JP2004293566A (ja) * 2003-03-25 2004-10-21 Kayaba Ind Co Ltd 油圧制御装置

Family Cites Families (47)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2549979A (en) * 1946-03-30 1951-04-24 Vickers Inc Power transmission
US3145731A (en) * 1961-11-29 1964-08-25 Randolph Mfg Co Vacuum regulating valve
US3340897A (en) * 1965-05-07 1967-09-12 Ohio Brass Co Fluid control mechanism
US3472261A (en) * 1966-01-05 1969-10-14 Racine Hydraulics Inc Directional control valve
US3373843A (en) * 1966-04-04 1968-03-19 Parker Hannifin Corp Flow and pressure control valve
US3465519A (en) * 1967-08-18 1969-09-09 Webster Electric Co Inc Hydraulic flow controlling apparatus
US3602104A (en) * 1969-07-08 1971-08-31 Eaton Yale & Towne Pressure-compensated flow control
US3613711A (en) * 1969-12-23 1971-10-19 Koehring Co Fluid motor control mechanism
US3722543A (en) * 1971-11-02 1973-03-27 Hydraulic Industries Pressure compensated control valve
US3726093A (en) * 1971-11-15 1973-04-10 Parker Hannifin Corp Pump control system
US3827453A (en) * 1972-05-05 1974-08-06 Parker Hannifin Corp Directional control valve
US4178962A (en) * 1972-10-30 1979-12-18 Tomco, Inc. Control valve with flow control means
US3866419A (en) * 1973-09-06 1975-02-18 Parker Hannifin Corp Integrated pressure compensated load sensing system
US3934742A (en) * 1973-12-26 1976-01-27 Hydraulic Industries, Inc. Valve mechanism for automatic control of a number of fluid motors
US3908375A (en) * 1974-09-25 1975-09-30 Gen Signal Corp Hydraulic load sensitive pressure and flow compensating system
US4028889A (en) * 1975-03-19 1977-06-14 Tadeusz Budzich Load responsive fluid control system
US4122677A (en) * 1975-03-19 1978-10-31 Tadeusz Budzich Load responsive valve assemblies
US4180098A (en) * 1976-02-05 1979-12-25 Tadeusz Budzich Load responsive fluid control valve
US4022022A (en) * 1976-04-26 1977-05-10 Parker-Hannifin Corporation Hydraulic system and control valve assembly therefor
US4075842A (en) * 1976-10-05 1978-02-28 Tadeusz Budzich Load responsive fluid control system
US4170246A (en) * 1977-05-23 1979-10-09 Sta-Rite Industries, Inc. Pilot operator valve
US4411189A (en) * 1977-07-18 1983-10-25 The Scott And Fetzer Company Fluid flow controlling device
US4343152A (en) * 1980-05-16 1982-08-10 Caterpillar Tractor Co. Load sensing porting arrangement
US4416304A (en) * 1981-03-26 1983-11-22 Caterpillar Tractor Co. Fully compensated fluid control valve
US4515181A (en) * 1983-05-25 1985-05-07 Caterpillar Tractor Co. Flow control valve assembly wth quick response
FR2567233B1 (fr) * 1984-07-03 1986-12-12 Bennes Marrel Tiroir assiste pour la compensation de pression dans un distributeur hydraulique
US4709618A (en) * 1985-10-02 1987-12-01 The Cessna Aircraft Company Series self-leveling valve with single spool for unloading and relief
FR2593265B1 (fr) * 1986-01-17 1988-04-22 Rexroth Sigma Distributeur de fluide hydraulique sous pression
US4958553A (en) * 1988-04-22 1990-09-25 Diesel Kiki Co., Ltd. Hydraulic controller
WO1993021446A1 (en) * 1992-04-08 1993-10-28 Kabushiki Kaisha Komatsu Seisakusho Pressure oil supplying device
SE501289C2 (sv) * 1993-06-24 1995-01-09 Voac Hydraulics Boraas Ab Styrorgan för en hydraulisk motor
JP3491771B2 (ja) * 1994-03-15 2004-01-26 株式会社小松製作所 圧力補償弁及び圧油供給装置
SE9501794L (sv) * 1995-05-15 1996-08-19 Nordwin Ab Hydraulisk riktningsventil
DE19640103C2 (de) * 1996-09-28 2000-12-07 Danfoss Fluid Power As Nordbor Steuerventil
JP3471814B2 (ja) * 1997-01-21 2003-12-02 日立建機株式会社 分流弁付き方向制御弁
DE10027382A1 (de) * 2000-06-02 2001-12-06 Bosch Gmbh Robert Hydraulische Steuereinrichtung
DE10258517B3 (de) * 2002-12-14 2004-06-03 Sauer-Danfoss (Nordborg) A/S Hydraulische Ventilanordnung
FR2857704B1 (fr) * 2003-07-16 2007-12-28 Bosch Rexroth Dsi Sas Distributeur hydraulique a fentes de couple
DE102004033315A1 (de) * 2004-07-09 2006-02-09 Bosch Rexroth Aktiengesellschaft Hubwerksventilanordnung
CN200955164Y (zh) * 2006-09-11 2007-10-03 贵州枫阳液压有限责任公司 推土机用多路阀
US7818966B2 (en) * 2008-01-09 2010-10-26 Husco International, Inc. Hydraulic control valve system with isolated pressure compensation
US8113033B2 (en) * 2009-06-08 2012-02-14 Cnh America Llc Method to calibrate a flow balance valve on a windrower draper header
JP5452993B2 (ja) * 2009-06-22 2014-03-26 川崎重工業株式会社 圧力補償付き電磁比例方向流量制御弁
WO2013049573A2 (en) * 2011-09-30 2013-04-04 Eaton Corporation Pre- and post - compensational valve arrangement
CN202733053U (zh) * 2012-08-02 2013-02-13 浙江海宏液压科技股份有限公司 一种装载机多路阀结构
CN203488786U (zh) * 2013-08-26 2014-03-19 徐工集团工程机械股份有限公司江苏徐州工程机械研究院 多路阀体
DE102013220750A1 (de) * 2013-10-15 2015-04-16 Robert Bosch Gmbh Ventilblock mit einer Ventilanordnung

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS59183102A (ja) * 1983-03-25 1984-10-18 ロ−ベルト・ボツシユ・ゲゼルシヤフト・ミツト・ベシユレンクテル・ハフツング 複動モ−タの制御用液圧方向制御弁
JP2744846B2 (ja) * 1990-11-26 1998-04-28 日立建機株式会社 油圧駆動装置及び方向切換弁
JPH04312202A (ja) * 1991-02-15 1992-11-04 Marrel 比例分配装置及びそれを含む油圧制御装置
JP2004293566A (ja) * 2003-03-25 2004-10-21 Kayaba Ind Co Ltd 油圧制御装置

Also Published As

Publication number Publication date
CN106062383A (zh) 2016-10-26
JP2015203426A (ja) 2015-11-16
US20160377098A1 (en) 2016-12-29
DE112015000926T5 (de) 2016-11-10
CN106062383B (zh) 2017-12-05
KR101861462B1 (ko) 2018-05-28
KR20160108534A (ko) 2016-09-19
JP6338428B2 (ja) 2018-06-06

Similar Documents

Publication Publication Date Title
KR101821827B1 (ko) 일체화된 체크밸브를 가지는 비례 포핏밸브
JP6440451B2 (ja) ロードセンシングバルブ装置
WO2015156029A1 (ja) バルブ構造
JP2683244B2 (ja) 制御弁
CN104508344A (zh) 缓冲阀
US20100307621A1 (en) Hydraulic valve device
EP4019786B1 (en) Load-sensing multi-way valve work section
WO2016072322A1 (ja) ロードセンシングバルブ装置
WO2022080311A1 (ja) 方向・流量制御弁および液圧システム
JP6355606B2 (ja) ロードセンシング回路におけるバルブ構造
US20120192975A1 (en) Hydraulic control valve having a pilot piston with four control edges arranged inside the hollow spool
JP4986884B2 (ja) ロードセンシングバルブ
CN214577994U (zh) 负载敏感多路阀换向联
JP4907143B2 (ja) バルブ構造
JP2013238291A (ja) バルブ装置
CN114688118A (zh) 负载敏感多路阀换向联
JP7336836B2 (ja) 流量制御弁及び作業機械
KR20150100242A (ko) 건설기계의 유압시스템
JP2020118219A (ja) 流量制御弁及び作業機械
JP2005061510A (ja) 圧力補償弁付き方向制御弁装置
JP2006266360A (ja) 流量制御機構
JP2009133367A (ja) 流量制御弁、方向制御弁ユニット及び油圧回路

Legal Events

Date Code Title Description
121 Ep: the epo has been informed by wipo that ep was designated in this application

Ref document number: 15776150

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1

ENP Entry into the national phase

Ref document number: 20167022373

Country of ref document: KR

Kind code of ref document: A

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 15125138

Country of ref document: US

WWE Wipo information: entry into national phase

Ref document number: 112015000926

Country of ref document: DE

122 Ep: pct application non-entry in european phase

Ref document number: 15776150

Country of ref document: EP

Kind code of ref document: A1