WO2023080108A1 - 産業車両の油圧システム - Google Patents

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WO2023080108A1
WO2023080108A1 PCT/JP2022/040680 JP2022040680W WO2023080108A1 WO 2023080108 A1 WO2023080108 A1 WO 2023080108A1 JP 2022040680 W JP2022040680 W JP 2022040680W WO 2023080108 A1 WO2023080108 A1 WO 2023080108A1
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WO
WIPO (PCT)
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steering
pressure
cargo handling
valve
line
Prior art date
Application number
PCT/JP2022/040680
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English (en)
French (fr)
Inventor
裕康 小寺
政浩 松尾
崇 三木
祐介 藤本
Original Assignee
川崎重工業株式会社
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Filing date
Publication date
Application filed by 川崎重工業株式会社 filed Critical 川崎重工業株式会社
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    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B62—LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
    • B62D—MOTOR VEHICLES; TRAILERS
    • B62D5/00—Power-assisted or power-driven steering
    • B62D5/06—Power-assisted or power-driven steering fluid, i.e. using a pressurised fluid for most or all the force required for steering a vehicle
    • B62D5/065—Power-assisted or power-driven steering fluid, i.e. using a pressurised fluid for most or all the force required for steering a vehicle characterised by specially adapted means for varying pressurised fluid supply based on need, e.g. on-demand, variable assist
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B62—LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
    • B62D—MOTOR VEHICLES; TRAILERS
    • B62D5/00—Power-assisted or power-driven steering
    • B62D5/06—Power-assisted or power-driven steering fluid, i.e. using a pressurised fluid for most or all the force required for steering a vehicle
    • B62D5/07—Supply of pressurised fluid for steering also supplying other consumers ; control thereof
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B66—HOISTING; LIFTING; HAULING
    • B66F—HOISTING, LIFTING, HAULING OR PUSHING, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR, e.g. DEVICES WHICH APPLY A LIFTING OR PUSHING FORCE DIRECTLY TO THE SURFACE OF A LOAD
    • B66F9/00—Devices for lifting or lowering bulky or heavy goods for loading or unloading purposes
    • B66F9/06—Devices for lifting or lowering bulky or heavy goods for loading or unloading purposes movable, with their loads, on wheels or the like, e.g. fork-lift trucks
    • B66F9/075—Constructional features or details
    • B66F9/20—Means for actuating or controlling masts, platforms, or forks
    • B66F9/22—Hydraulic devices or systems
    • E—FIXED CONSTRUCTIONS
    • 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
    • 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
    • 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

Definitions

  • This disclosure relates to hydraulic systems for industrial vehicles.
  • Industrial vehicles such as wheel loaders and forklifts are equipped with a hydraulic system that includes a steering circuit for changing the direction of travel and a cargo handling circuit for moving the bucket and fork.
  • Patent Document 1 discloses a hydraulic system for a forklift in which a variable displacement steering pump is used in the steering circuit and a variable displacement cargo handling pump is used in the cargo handling circuit.
  • hydraulic fluid is supplied from the steering pump to the steering actuator via the steering supply line and steering valve, and in the cargo handling circuit, the cargo handling pump supplies the cargo handling supply line and two cargo handling control valves to the two cargo handling actuators. oil is supplied.
  • a merging line branches off from the steering supply line, and this merging line is connected to the cargo handling supply line.
  • a switching valve is provided in the merging line. The switching valve shuts off the merging line when a cargo handling operation is not performed, and opens the merging line when a cargo handling operation is performed. That is, when the merging line is released by the switching valve, the hydraulic oil discharged from the steering pump is combined with the hydraulic oil discharged from the cargo handling pump and supplied to the cargo handling actuator.
  • hydraulic fluid discharged from the steering pump is supplied to both the steering actuator and the cargo handling actuator.
  • the displacement of the steering pump is changed by the steering regulator, and the capacity of the cargo handling pump is changed by the cargo handling regulator. From the viewpoint of joining the hydraulic fluid discharged from the steering pump to the hydraulic fluid discharged from the cargo handling pump as described above, the displacement of the steering pump and the displacement of the cargo handling pump are controlled in the same manner.
  • load sensing control is adopted as the control method.
  • the maximum load pressure which is the higher of the load pressures of the two cargo handling actuators, is input to the cargo handling regulator as the load sensing pressure.
  • the cargo handling regulator controls the displacement of the cargo handling pump so that the differential pressure between the load sensing pressure and the discharge pressure of the cargo handling pump is constant.
  • the higher of the load pressure of the steering actuator and the maximum load pressure of the cargo handling actuator is input to the steering regulator as the load sensing pressure.
  • the steering regulator controls the displacement of the steering pump so that the differential pressure between the load sensing pressure and the discharge pressure of the steering pump is constant. Therefore, when steering operation and cargo handling operation are performed at the same time, the displacement of the steering pump changes according to the higher demand.
  • an object of the present disclosure is to provide a hydraulic system for an industrial vehicle that can control the displacement of a cargo handling pump by positive control and appropriately control the displacement of a steering pump.
  • the present disclosure provides a variable displacement steering pump that supplies hydraulic fluid to a steering actuator via a steering supply line and a steering valve, and hydraulic fluid to at least one cargo handling actuator via a cargo handling supply line and at least one cargo handling control valve.
  • a variable displacement cargo handling pump that supplies the cargo handling supply line, a junction line branched from the steering supply line and connected to the cargo handling supply line, and a junction line provided in the junction line that shuts off the junction line when no cargo handling operation is performed. Then, a priority valve for opening the merging line when a cargo handling operation is performed, and a cargo handling request command pressure that indicates a positive correlation with the operation amount of the cargo handling operation are input.
  • a cargo handling regulator that increases the capacity of the steering valve, and a steering request command pressure that exhibits a negative correlation with a differential pressure between the upstream side and the downstream side of a throttle portion that determines the amount of hydraulic oil supplied to the steering actuator in the steering valve, and the cargo handling
  • a hydraulic system for an industrial vehicle comprising: a steering regulator to which the higher of required command pressures is input as a signal pressure, and which increases the displacement of the steering pump as the signal pressure increases.
  • the displacement of the cargo handling pump can be positively controlled, and the displacement of the steering pump can be appropriately controlled.
  • FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a hydraulic system of an industrial vehicle according to one embodiment
  • FIG. 4 is an enlarged view of a steering circuit of the hydraulic system
  • FIG. 4 is an enlarged view of a cargo handling circuit of the hydraulic system
  • FIG. It is an operation system circuit diagram of the said cargo-handling circuit.
  • 4 is a graph showing the relationship between the manipulated variable of the cargo handling operation and the required cargo handling command pressure.
  • 4 is a graph showing the relationship between the differential pressure on the upstream side and the downstream side of the throttle portion of the steering valve and the steering request command pressure.
  • FIG. 1 shows a hydraulic system 1 for an industrial vehicle according to one embodiment.
  • the industrial vehicle is a wheel loader that includes a hoist (also called an arm or boom) and a bucket.
  • the industrial vehicle may be a forklift or the like.
  • the hydraulic system 1 includes a steering circuit 2 for changing the direction of travel and a cargo handling circuit 3 for moving the bucket.
  • a front vehicle body including front wheels and a rear vehicle body including rear wheels are connected so as to be able to swing horizontally.
  • a hoist is connected to the front vehicle body so as to be able to swing in the vertical direction, and a bucket is connected to the tip of the hoist so as to be able to swing in the vertical direction.
  • the steering circuit 2 includes a steering pump 21, a steering valve 23 and a steering actuator 11, as shown in FIG.
  • the steering pump 21 supplies hydraulic fluid to the steering actuator 11 via a steering supply line 22 and a steering valve 23 .
  • the steering actuator 11 is composed of a pair of hydraulic cylinders provided on both left and right sides of the connecting portion between the front vehicle body and the rear vehicle body. If the industrial vehicle is a forklift, the steering actuator 11 is composed of a single double-rod hydraulic cylinder.
  • the steering pump 21 is connected to the steering valve 23 via a steering supply line 22
  • the steering valve 23 is connected to the steering actuator 11 via a pair of supply/discharge lines 24
  • the steering valve 23 is connected to the tank by a tank line 25 .
  • the steering valve 23 has a throttle portion 23 a that determines the amount of hydraulic oil supplied to the steering actuator 11 . Both ends of an intermediate line 27 interposed between the steering supply line 22 and the supply/discharge line 24 are also connected to the steering valve 23 . A check valve 28 is provided in the intermediate line 27 .
  • the steering valve 23 shifts from the neutral position to the right turning position or the left turning position when a handle provided in the driver's cab of the industrial vehicle is operated.
  • the steering supply line 22 both ends of the intermediate line 27, the pair of supply/discharge lines 24 and the tank line 25 are all blocked.
  • the steering supply line 22 communicates with one supply/discharge line 24 via the intermediate line 27
  • the other supply/discharge line 24 communicates with the tank line 25 .
  • the opening area of the throttle portion 23a increases as the amount of operation of the handle increases.
  • the steering valve 23 has a pair of pilot ports, and these pilot ports are connected to the Orbitroll (registered trademark) 26 by pilot lines 26a and 26b.
  • the orbit roll 26 is connected to the steering wheel, and outputs a pilot pressure corresponding to the amount of operation of the steering wheel to the pilot port of the steering valve 23 through a pilot line 26a or 26b in the rotating direction of the steering wheel.
  • a load pressure line 64 and a tank line 68 are also connected to the steering valve 23 .
  • the load pressure line 64 communicates with the tank line 68 when the steering valve 23 is in the neutral position.
  • the pressure on the downstream side of the throttle portion 23 a is introduced to the load pressure line 64 .
  • a compensator 61 is provided in the steering supply line 22 .
  • the compensator 61 opens the steering supply line 22 at the neutral position, and the opening area of the compensator 61 decreases as the compensator 61 shifts from the neutral position.
  • the pressure on the upstream side and the pressure on the downstream side of the throttle portion 23a of the steering valve 23 act on the compensator 61 so as to oppose each other.
  • the pressure on the downstream side of the throttle portion 23a in the steering valve 23 is guided to the compensator 61 through the load pressure line 64 and acts on the compensator 61 so as to shift the opening area in the direction of increasing.
  • the pressure on the upstream side of the throttle portion 23a in the steering valve 23 is guided to the compensator 61 through the supply pressure line 62, and acts on the compensator 61 so as to shift the opening area in the direction of decreasing.
  • the supply pressure line 62 branches off from the steering supply line 22 downstream of the compensator 61 .
  • the supply pressure line 62 and the load pressure line 64 are provided with the throttles 63 and 65, respectively, but the throttles 63 and 65 can be omitted.
  • a relief line 66 branches from the load pressure line 64, and a relief valve 67 provided in the relief line 66 keeps the pressure of the load pressure line 64 at a predetermined value or less.
  • the steering pump 21 described above is driven by the prime mover.
  • the prime mover is, for example, an internal combustion engine or an electric motor.
  • the prime mover also drives a cargo handling pump 31 and a sub-pump 15, which will be described later.
  • the steering pump 21 is a variable displacement pump.
  • the steering pump 21 is a swash plate pump having a swash plate 21a.
  • the steering pump 21 may be a tilted shaft pump.
  • a relief line branches from a portion upstream of a priority valve 72 in the steering supply line 22 or a confluence line 71, which will be described later. is kept below a predetermined value.
  • the displacement of the steering pump 21 is changed by the steering regulator 4.
  • the steering regulator 4 performs flow control using the flow control piston 46 and horsepower control using the horsepower control piston 47 .
  • the steering regulator 4 may only control the flow rate.
  • a signal pressure is input to the steering regulator 4 for flow rate control.
  • the steering regulator 4 increases the capacity of the steering pump 21 as the signal pressure increases.
  • the steering regulator 4 is configured as shown in FIG. 2, but the configuration of the steering regulator 4 is not limited to this and can be changed as appropriate.
  • the steering regulator 4 includes a flow rate control piston 46 and a horsepower control piston 47, a servo piston 41 connected to the swash plate 21a of the steering pump 21, and a control valve 42 for driving the servo piston 41.
  • Steering regulator 4 also includes a housing that slidably retains flow control piston 46 , horsepower control piston 47 and servo piston 41 . Part of the housing may be integrated with the casing of the steering pump 21 .
  • the steering regulator 4 is formed with a first pressure receiving chamber 4a into which the discharge pressure of the steering pump 21 is introduced and a second pressure receiving chamber 4b into which the control pressure is introduced.
  • the servo piston 41 has a first end exposed in the first pressure receiving chamber 4a and a second end exposed in the second pressure receiving chamber 4b and having a larger diameter than the first end.
  • the adjustment valve 42 is for adjusting the control pressure introduced into the second pressure receiving chamber 4b.
  • the regulating valve 42 includes a spool 43 that moves in a direction of decreasing the control pressure (capacity increasing direction, leftward in FIG. 2) and a direction of increasing the control pressure (capacity decreasing direction, rightward in FIG. 2), and a spool It includes a sleeve 44 that accommodates 43 .
  • the spool 43 is connected to the flow rate control piston 46 via a lever 46a, and is connected to the horsepower control piston 47 via a lever 47a.
  • the spool 43 moves in the capacity increasing direction as the flow control piston 46 moves forward, and moves in the capacity decreasing direction as the flow control piston 46 moves backward. Further, the spool 43 moves in the capacity decreasing direction as the horsepower control piston 47 moves forward, and moves in the capacity increasing direction as the flow control piston 46 moves backward.
  • the flow rate control piston 46 and the horsepower control piston 47 are configured so that the one that restricts the capacity to a small value (that is, the one that commands a smaller capacity) preferentially moves the spool 43 . Since this configuration is a well-known technology, detailed description is omitted.
  • the sleeve 44 is connected with the servo piston 41 by a feedback lever 45 .
  • the sleeve 44 is formed with a pump port, a tank port, and an output port (the output port communicates with the second pressure receiving chamber 4b). port, or the output port is in communication with either the pump port or the tank port.
  • the steering regulator 4 is formed with an operating chamber 4c that applies the above-mentioned signal pressure to the flow rate control piston 46. That is, the flow control piston 46 moves forward when the signal pressure increases and moves backward when the signal pressure decreases.
  • the steering regulator 4 is formed with an operating chamber 4 d that applies the discharge pressure of the steering pump 21 to the horsepower control piston 47 . That is, the horsepower control piston 47 moves forward when the discharge pressure of the steering pump 21 increases, and moves backward when the discharge pressure decreases.
  • the cargo handling circuit 3 includes a cargo handling pump 31, two cargo handling control valves 33, and two cargo handling actuators 12, as shown in FIG.
  • the cargo handling pump 31 supplies hydraulic oil to the two cargo handling actuators 12 via the cargo handling supply line 32 and the two cargo handling control valves 33 .
  • the two cargo handling actuators 12 are the bucket actuator 13 and the hoist actuator 14 .
  • the bucket actuator 13 is composed of a single hydraulic cylinder
  • the hoist actuator 14 is composed of a pair of hydraulic cylinders.
  • the two cargo control valves 33 are a bucket control valve 34 and a hoist control valve 35 .
  • the cargo handling pump 31 is connected to the bucket control valve 34 and the hoist control valve 35 by the cargo handling supply line 32 .
  • the cargo handling supply line 32 includes a common passage 32 a extending from the cargo handling pump 31 , a bucket branch passage 32 b extending from the downstream end of the common passage 32 a to the bucket control valve 34 , and extending from the downstream end of the common passage 32 a to the hoist control valve 35 .
  • hoist branch 32c includes hoist branch 32c.
  • the bucket branch passage 32b and the hoist branch passage 32c are provided with check valves 32d and 32e, respectively.
  • the hoist branch passage 32c is provided with a bucket priority valve 32f for limiting the supply of hydraulic oil to the hoist actuator 14 when the bucket operation and the hoist operation are performed simultaneously.
  • the bucket priority valve 32f opens the hoist branch passage 32c at the neutral position, and the opening area of the bucket priority valve 32f decreases as the bucket priority valve 32f shifts from the neutral position.
  • the bucket priority valve 32f is of a pilot type and has a pilot port. As the pilot pressure introduced to the pilot port of the bucket priority valve 32f increases, the opening area of the bucket priority valve 32f decreases.
  • the bucket priority valve 32f may be of an electromagnetic type.
  • the bucket control valve 34 described above is connected to the bucket actuator 13 by a pair of supply/discharge lines 36 , and the hoist control valve 35 is connected to the hoist actuator 14 by a pair of supply/discharge lines 37 . Also, the bucket control valve 34 and the hoist control valve 35 are connected to the tank by a tank line 38 .
  • the bucket control valve 34 shifts from the neutral position to the first operating position or the second operating position.
  • the cargo handling supply line 32, the pair of supply and discharge lines 36 and the tank line 38 are all blocked.
  • the cargo handling supply line 32 communicates with one supply/discharge line 36
  • the other supply/discharge line 36 communicates with the tank line 38 .
  • the bucket control valve 34 is of a pilot type and has a pair of pilot ports. When the pilot pressure is introduced into one of the pilot ports, the bucket control valve 34 shifts from the neutral position to the first operating position, and the opening area of the bucket control valve 34 increases as the pilot pressure increases. Conversely, when pilot pressure is introduced to the other pilot port, bucket control valve 34 shifts from the neutral position to the second operating position, and the opening area of bucket control valve 34 increases as the pilot pressure increases.
  • the bucket control valve 34 may be of an electromagnetic type.
  • the hoist control valve 35 shifts from the neutral position to the first operating position or the second operating position. Additionally, the hoist control valve 35 also shifts between the second and third operating positions. In the neutral position, the cargo handling supply line 32, the pair of supply and discharge lines 37 and the tank line 38 are all blocked. At the first operating position or the second operating position, the cargo handling supply line 32 communicates with one supply/discharge line 37 , and the other supply/discharge line 37 communicates with the tank line 38 . In the third operating position, the supply and discharge lines 37 communicate with each other within the hoist control valve 35 .
  • the hoist control valve 35 is of a pilot type and has a pair of pilot ports.
  • pilot pressure is introduced into one of the pilot ports, the hoist control valve 35 shifts from the neutral position to the first operating position, and the opening area of the hoist control valve 35 increases as the pilot pressure increases.
  • pilot pressure is introduced into the other pilot port, the hoist control valve 35 shifts from the neutral position to the second operating position, and the opening area of the hoist control valve 35 increases as the pilot pressure increases.
  • the hoist control valve 35 may be electromagnetic.
  • a center bypass line 39 branches off from the common path 32a of the cargo handling supply line 32, and this center bypass line 39 passes through the bucket control valve 34 and the hoist control valve 35 and extends to the tank. .
  • the bucket control valve 34 and the hoist control valve 35 decrease the opening area on the center bypass line 39 as they shift from the neutral position to the first operating position or the second operating position.
  • the pilot port of the bucket control valve 34 is connected via a pair of pilot lines to a pair of proportional bucket solenoid valves 94 and 95
  • the pilot port of the hoist control valve 35 is connected via a pair of pilot lines to a pair of proportional bucket valves 94 and 95.
  • hoist electromagnetic proportional valves 96 and 97 The bucket electromagnetic proportional valves 94 and 95 and the hoist electromagnetic proportional valves 96 and 97 are connected by the primary pressure line 16 to the sub pump 15 (see FIG. 1).
  • a relief line branches off from the primary pressure line 16, and the discharge pressure of the auxiliary pump 15 is maintained at a predetermined value by a relief valve provided in this relief line.
  • each of the bucket electromagnetic proportional valves 94, 95 and the hoist electromagnetic proportional valves 96, 97 is a direct proportional type in which the command current and the secondary pressure exhibit a positive correlation.
  • each of the bucket electromagnetic proportional valves 94, 95 and the hoist electromagnetic proportional valves 96, 97 may be of the inverse proportional type in which the command current and the secondary pressure exhibit a negative correlation.
  • the driver's cab of the industrial vehicle is provided with a bucket operating device 92 and a hoist operating device 93 in addition to the steering wheel described above.
  • the bucket operation device 92 includes an operation lever for bucket operation
  • the hoist operation device 93 includes an operation lever for hoist operation.
  • each of the bucket operation device 92 and the hoist operation device 93 is an electric joystick that outputs an electric signal according to the tilting direction and tilting angle of the control lever (that is, the amount of bucket operation or hoist operation). . Electrical signals output from the bucket operation device 92 and the hoist operation device 93 are input to the control device 91 .
  • each of the bucket operation device 92 and the hoist operation device 93 may be a pilot operation valve that outputs a pilot pressure corresponding to the tilting direction and tilting angle of the operation lever.
  • the bucket electromagnetic proportional valves 94, 95 and the hoist electromagnetic proportional valves 96, 97 are omitted, and the pilot port of the bucket control valve 34 is connected by a pair of pilot lines to the bucket operation device 92, which is a pilot operation valve.
  • a pilot port of the hoist control valve 35 may be connected to a hoist operating device 93, which is a pilot operated valve, via a pair of pilot lines.
  • the control device 91 supplies a command current to the bucket electromagnetic proportional valve 94 or 95 corresponding to the tilting direction of the operation lever. Further, the control device 91 increases the command current as the operation amount of the bucket operation increases.
  • the secondary pressure output from one of the bucket solenoid proportional valves 94 (the one that swings the bucket upward) is also guided to the pilot port of the above-described bucket priority valve 32f as shown in FIG.
  • the control device 91 sends a command current to the hoist electromagnetic proportional valve 96 or 97 corresponding to the tilting direction of the operation lever. Further, the control device 91 increases the command current as the operation amount of the hoist operation increases.
  • the functions of the elements disclosed herein can be general purpose processors, special purpose processors, integrated circuits, Application Specific Integrated Circuits (ASICs), conventional circuits, configured or programmed to perform the functions disclosed. and/or combinations thereof.
  • a processor is considered a processing circuit or circuit because it includes transistors and other circuits.
  • a circuit, unit, or means is hardware that performs or is programmed to perform the recited functions.
  • the hardware may be the hardware disclosed herein, or other known hardware programmed or configured to perform the recited functions.
  • a circuit, means or unit is a combination of hardware and software where the hardware is a processor which is considered a type of circuit, the software being used to configure the hardware and/or the processor.
  • the cargo handling pump 31 described above is a variable displacement pump.
  • the cargo handling pump 31 is a swash plate pump having a swash plate 31a.
  • the cargo handling pump 31 may be a bent shaft pump.
  • a relief line branches off from the cargo handling supply line 32, and a relief valve provided in this relief line keeps the discharge pressure of the cargo handling pump 31 at a predetermined value or less.
  • the capacity of the cargo handling pump 31 is changed by the cargo handling regulator 5 .
  • the cargo handling regulator 5 performs flow control using the flow control piston 56 and horsepower control using the horsepower control piston 57 .
  • the cargo handling regulator 5 may perform only flow rate control.
  • a cargo handling request command pressure is input to the cargo handling regulator 5 for flow rate control.
  • the cargo handling request command pressure will be described later in detail.
  • the cargo handling regulator 5 increases the displacement of the cargo handling pump 31 as the required cargo handling command pressure increases.
  • the cargo handling regulator 5 is configured as shown in FIG. 3, but the configuration of the cargo handling regulator 5 is not limited to this, and can be changed as appropriate.
  • the cargo handling regulator 5 includes a servo piston 51 connected to the swash plate 31a of the cargo handling pump 31 and an adjustment valve 52 for driving the servo piston 51, in addition to the flow control piston 56 and the horsepower control piston 57.
  • the cargo handling regulator 5 also includes a housing that slidably holds the flow control piston 56, the horsepower control piston 57, and the servo piston 51. As shown in FIG. Part of the housing may be integrated with the casing of the cargo pump 31 .
  • the cargo handling regulator 5 is formed with a first pressure receiving chamber 5a into which the discharge pressure of the cargo handling pump 31 is introduced and a second pressure receiving chamber 5b into which the control pressure is introduced.
  • the servo piston 51 has a first end exposed in the first pressure receiving chamber 5a and a second end exposed in the second pressure receiving chamber 5b and having a larger diameter than the first end.
  • the adjustment valve 52 is for adjusting the control pressure introduced into the second pressure receiving chamber 5b.
  • the regulating valve 52 includes a spool 53 that moves in a direction of decreasing the control pressure (capacity increasing direction, leftward in FIG. 3) and a direction of increasing the control pressure (capacity decreasing direction, rightward in FIG. 3), and a spool It includes a sleeve 54 that accommodates 53 .
  • the spool 53 is connected to the flow rate control piston 56 via a lever 56a, and is connected to the horsepower control piston 57 via a lever 57a.
  • the spool 53 moves in the capacity increasing direction as the flow control piston 56 moves forward, and moves in the capacity decreasing direction as the flow control piston 56 moves backward. Further, the spool 53 moves in the capacity decreasing direction as the horsepower control piston 57 moves forward, and moves in the capacity increasing direction as the flow control piston 56 moves backward.
  • the flow rate control piston 56 and the horsepower control piston 57 are configured so that the one that restricts the capacity to a small value (that is, the one that commands a smaller capacity) preferentially moves the spool 53 .
  • the sleeve 54 is connected with the servo piston 51 by a feedback lever 55 .
  • the sleeve 54 is formed with a pump port, a tank port, and an output port (the output port communicates with the second pressure receiving chamber 5b). port, or the output port is in communication with either the pump port or the tank port.
  • the cargo handling regulator 5 is formed with an operation chamber 5c for applying the cargo handling request command pressure to the flow rate control piston 56 .
  • the flow rate control piston 56 advances when the required cargo handling command pressure increases, and moves backward when the required cargo handling command pressure decreases.
  • the cargo handling regulator 5 is formed with an operating chamber 5 d for applying the discharge pressure of the cargo handling pump 31 to the horsepower control piston 57 . That is, the horsepower control piston 57 moves forward when the discharge pressure of the cargo handling pump 31 increases, and moves backward when the discharge pressure decreases.
  • the working chamber 5c is connected to the electromagnetic proportional valve 81 through the command pressure line 82.
  • the electromagnetic proportional valve 81 is connected to the auxiliary pump 15 through the primary pressure line 16 described above.
  • the proportional solenoid valve 81 is of a direct proportional type in which the command current and the secondary pressure exhibit a positive correlation.
  • the electromagnetic proportional valve 81 may be of an inverse proportional type in which the command current and the secondary pressure exhibit a negative correlation.
  • the electromagnetic proportional valve 81 is controlled by the control device 91 described above, and outputs the secondary pressure to the operating chamber 5c as the cargo handling request command pressure.
  • the control device 91 supplies a command current to the electromagnetic proportional valve 81 when a cargo handling operation (bucket operation or hoist operation) is performed.
  • the control device 91 increases the command current as the operation amount of the cargo handling operation increases. That is, as shown in FIG. 5, the cargo handling request command pressure exhibits a positive correlation with the manipulated variable of the cargo handling operation.
  • the operating chamber 4c of the steering regulator 4 is connected to the output port of the high pressure selection valve 84 by the command pressure line 85, as shown in FIG.
  • One of a pair of input ports of the high pressure selection valve 84 is connected to the pressure reducing valve 75 via an input line 79, and the other is connected via an input line 83 to the command pressure line 82 (see FIG. 3).
  • the input line 83 may be connected to the working chamber 5 c of the cargo handling regulator 5 instead of the command pressure line 82 .
  • the pressure reducing valve 75 is connected to the sub-pump 15 through the primary pressure line 16 described above.
  • the pressure reducing valve 75 is driven by the differential pressure between the upstream side and the downstream side of the throttle portion 23a in the steering valve 23, and outputs the secondary pressure as the steering request command pressure so that the secondary pressure decreases as the differential pressure increases. . That is, as shown in FIG. 6, the steering request command pressure shows a negative correlation with the differential pressure between the upstream side and the downstream side of the throttle portion 23a in the steering valve 23.
  • the pressure reducing valve 75 includes a piston 76 for adjusting the secondary pressure.
  • the pressure on the upstream side of the throttle portion 23a and the pressure on the downstream side of the throttle portion 23a act on the piston 76 so as to face each other.
  • the pressure on the upstream side of the throttle portion 23a is guided to the piston 76 through a pilot line 78 branched from the steering supply line 22, and the pressure on the downstream side of the throttle portion 23a is guided to the piston 76 through a pilot line 77 branched from the load pressure line 64. be killed.
  • the high pressure selection valve 84 selects the higher one of the steering request command pressure, which is the secondary pressure of the pressure reducing valve 75 , and the cargo handling request command pressure, which is the secondary pressure of the electromagnetic proportional valve 81 , and outputs it to the steering regulator 4 .
  • the higher one of the steering request command pressure and the cargo handling request command pressure is input to the steering regulator 4 as the signal pressure described above.
  • a junction line 71 branches off from the steering supply line 22 on the upstream side of the compensator 61 , and the junction line 71 is connected to the cargo handling supply line 32 .
  • a priority valve 72 is provided in the merge line 71 .
  • the priority valve 72 shuts off the merging line 71 when cargo handling operations are not performed, and opens the merging line 71 when cargo handling operations are performed.
  • the priority valve 72 is piloted and has a first pilot port 72a and a second pilot port 72b.
  • the priority valve 72 may be of an electromagnetic type.
  • the priority valve 72 blocks the confluence line 71 at the neutral position, and the opening area of the priority valve 72 increases as the priority valve 72 shifts from the neutral position.
  • the priority valve 72 has a spring 72c (see FIG. 3) for maintaining the priority valve 72 in a neutral position.
  • the first pilot port 72a is for shifting the priority valve 72 in the direction to decrease the opening area
  • the second pilot port 72b is for shifting the priority valve 72 in the direction for increasing the opening area.
  • the first pilot port 72a of the priority valve 72 is connected to the input line 79 by the pilot line 73, and the second pilot port 72b is connected to the command pressure line 82 by the pilot line 74. That is, the steering request command pressure is introduced through the pilot line 73 to the first pilot port 72a, and the cargo handling request command pressure is introduced through the pilot line 74 to the second pilot port 72b. Therefore, the steering request command pressure and the cargo handling request command pressure act on the priority valve 72 so as to oppose each other.
  • the priority valve 72 cuts off the merging line 71 when the cargo handling command pressure is lower than the reference pressure obtained by adding a predetermined value (the pressure corresponding to the biasing force of the spring 72c) to the steering command pressure.
  • a predetermined value the pressure corresponding to the biasing force of the spring 72c
  • the priority valve 72 has an opening area corresponding to the differential pressure between the cargo handling request command pressure and the reference pressure.
  • the cargo handling demand command pressure that exhibits a positive correlation with the operation amount of the cargo handling operation is input to the cargo handling regulator 5, so the displacement of the cargo handling pump 31 is controlled by positive control. can do.
  • the steering regulator 4 receives the higher one of the steering request command pressure and the cargo handling request command pressure, which show a negative correlation with the differential pressure between the upstream side and the downstream side of the throttle portion 23a in the steering valve 23 .
  • the steering request command pressure is input to the steering regulator 4. Therefore, the capacity of the steering pump 21 is adjusted as the differential pressure between the upstream side and the downstream side of the throttle portion 23a in the steering valve 23 becomes smaller. can be increased.
  • the displacement of the steering pump 21 changes according to the higher demand. Therefore, the displacement of the steering pump 21 can be appropriately controlled.
  • the pressure reducing valve 75 driven by the differential pressure between the upstream side and the downstream side of the throttle portion 23a of the steering valve 23 is employed. and the differential pressure on the downstream side can be converted into the steering request command pressure.
  • the compensator 61 is provided in the steering supply line 22 downstream of the branching position of the merging line 71, so that the compensator 61 adjusts the supply flow rate of the hydraulic oil to the steering actuator 11 to the required flow rate.
  • surplus hydraulic oil can be guided to the cargo handling supply line 32 through the junction line 71 .
  • the priority valve 72 provided in the merging line 71 is of a pilot type, so the priority valve 72 can be mechanically operated. Moreover, the hydraulic oil discharged from the steering pump 21 can be preferentially supplied to the steering actuator 11 by changing the opening area of the priority valve 72 .
  • the number of cargo handling actuators 12 and the number of cargo handling control valves 33 in the cargo handling circuit 3 of the hydraulic system 1 may be one, or three or more.
  • each of the bucket operation device 92 and the hoist operation device 93 is a pilot operation valve
  • the electromagnetic proportional valve 81 may be omitted, and the pilot pressure output from the bucket operation device 92 and the pilot pressure output from the hoist operation device 93 may be omitted.
  • the highest pilot pressure among the pressures may be guided to the working chamber 5c of the cargo handling regulator 5 and the high pressure selection valve 84 as the cargo handling request command pressure.
  • the priority valve 72 may be a simple switching valve.
  • variable displacement steering pump that supplies hydraulic fluid to a steering actuator via a steering supply line and a steering valve, and hydraulic fluid to at least one cargo handling actuator via a cargo handling supply line and at least one cargo handling control valve.
  • a variable displacement cargo handling pump that supplies the cargo handling supply line, a junction line branched from the steering supply line and connected to the cargo handling supply line, and a junction line provided in the junction line that shuts off the junction line when no cargo handling operation is performed. Then, a priority valve for opening the merging line when a cargo handling operation is performed, and a cargo handling request command pressure that indicates a positive correlation with the operation amount of the cargo handling operation are input.
  • a cargo handling regulator that increases the capacity of the steering valve, and a steering request command pressure that exhibits a negative correlation with a differential pressure between the upstream side and the downstream side of a throttle portion that determines the amount of hydraulic oil supplied to the steering actuator in the steering valve, and the cargo handling
  • a hydraulic system for an industrial vehicle comprising: a steering regulator to which the higher of required command pressures is input as a signal pressure, and which increases the displacement of the steering pump as the signal pressure increases.
  • the cargo handling demand command pressure that exhibits a positive correlation with the operation amount of the cargo handling operation is input to the cargo handling regulator, so the capacity of the cargo handling pump can be controlled by positive control.
  • the higher one of the steering request command pressure and cargo handling request command pressure which shows a negative correlation with the differential pressure between the upstream side and the downstream side of the throttle portion of the steering valve, is input to the steering regulator.
  • the above hydraulic system is driven by the differential pressure between the upstream side and the downstream side of the throttle portion in the steering valve, and sets the secondary pressure as the steering request command pressure so that the secondary pressure decreases as the differential pressure increases.
  • a pressure reducing valve for outputting, and a high pressure selection valve for selecting the higher one of the steering request command pressure and the cargo handling request command pressure and outputting it to the steering regulator may be further provided. According to this configuration, the differential pressure between the upstream side and the downstream side of the throttle portion in the steering valve can be converted into the steering request command pressure by the pressure reducing valve.
  • the opening area decreases as the differential pressure between the upstream side and the downstream side of the throttle portion of the steering valve, which is provided in the steering supply line on the downstream side of the branching position of the confluence line, increases.
  • a compensator may be further provided. According to this configuration, the flow rate of hydraulic fluid supplied to the steering actuator can be adjusted to the required flow rate by the compensator, and surplus hydraulic fluid can be guided to the cargo handling supply line through the merging line.
  • the priority valve has a first pilot port into which the steering demand command pressure is introduced and a second pilot port into which the cargo handling demand command pressure is introduced, and the cargo handling demand command pressure is predetermined as the steering demand command pressure.
  • the merging line is cut off, and when the cargo handling required command pressure is larger than the reference pressure, the opening area corresponding to the differential pressure between the cargo handling required command pressure and the reference pressure.

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Abstract

油圧システム（１）は、ステアリングアクチュエータ（１１）へ作動油を供給する可変容量型のステアリングポンプ（２１）と、少なくとも１つの荷役アクチュエータ（１２）へ作動油を供給する可変容量型の荷役ポンプ（３１）と、ステアリング供給ライン（２２）から分岐して荷役供給ライン（３２）につながる合流ライン（７１）と、合流ライン（７１）に設けられた優先弁（７２）を含む。さらに、油圧システム（１）は、荷役要求指令圧が入力され、荷役要求指令圧が大きくなるほど荷役ポンプ（３１）の容量を増加する荷役レギュレータ（５）と、ステアリング要求指令圧と荷役要求指令圧のうちの高い方が信号圧として入力され、前記信号圧が大きくなるほどステアリングポンプ（２１）の容量を増加するステアリングレギュレータ（４）を含む。

Description

産業車両の油圧システム
　本開示は、産業車両の油圧システムに関する。
　ホイールローダやフォークリフトなどの産業車両には、進行方向を変更するためのステアリング回路と、バケットやフォークを動かすための荷役回路を含む油圧システムが搭載される。
　例えば、特許文献１には、ステアリング回路に可変容量型のステアリングポンプが用いられ、荷役回路に可変容量型の荷役ポンプが用いられた、フォークリフトの油圧システムが開示されている。ステアリング回路では、ステアリングポンプからステアリング供給ラインおよびステアリング弁を介してステアリングアクチュエータへ作動油が供給され、荷役回路では、荷役ポンプから荷役供給ラインおよび２つの荷役制御弁を介して２つの荷役アクチュエータへ作動油が供給される。
　さらに、特許文献１に開示された油圧システムでは、ステアリング供給ラインから合流ラインが分岐しており、この合流ラインが荷役供給ラインにつながっている。合流ラインには切換弁が設けられている。切換弁は、荷役操作が行われないときに合流ラインを遮断し、荷役操作が行われるときに合流ラインを開放する。つまり、切換弁によって合流ラインが解放されるときは、荷役ポンプから吐出された作動油にステアリングポンプから吐出された作動油が合流されて荷役アクチュエータへ供給される。なお、荷役操作がステアリング操作と同時に行われるときは、ステアリングポンプから吐出された作動油がステアリングアクチュエータと荷役アクチュエータの双方へ供給される。
　ステアリングポンプの容量はステアリングレギュレータにより変更され、荷役ポンプの容量は荷役レギュレータにより変更される。上述したように荷役ポンプから吐出された作動油にステアリングポンプから吐出された作動油を合流するという観点から、ステアリングポンプの容量と荷役ポンプの容量とは同じ方式で制御される。特許文献１では、その制御方式としてロードセンシング制御が採用されている。
　より詳しくは、荷役レギュレータには２つの荷役アクチュエータの負荷圧のうちの高い方である最高負荷圧がロードセンシング圧として入力される。荷役レギュレータは、ロードセンシング圧と荷役ポンプの吐出圧との差圧が一定となるように荷役ポンプの容量を制御する。
　一方、ステアリングレギュレータにはステアリングアクチュエータの負荷圧と荷役アクチュエータの最高負荷圧のうちの高い方がロードセンシング圧として入力される。ステアリングレギュレータは、ロードセンシング圧とステアリングポンプの吐出圧との差圧が一定となるようにステアリングポンプの容量を制御する。このため、ステアリング操作と荷役操作が同時に行われるときは、要求が高い方に応じてステアリングポンプの容量が変化する。
特開２０１７－２２６４９２号公報
　ところで、荷役ポンプの容量の制御方式としては、ロードセンシング制御に代えて、荷役操作の操作量が大きくなるほど容量を増加させるポジティブ制御を採用したいという要望がある。しかし、この場合には、ステアリングポンプの容量をどのように制御するかが問題となる。
　そこで、本開示は、荷役ポンプの容量をポジティブ制御で制御するとともにステアリングポンプの容量を適切に制御することができる産業車両の油圧システムを提供することを目的とする。
　本開示は、ステアリング供給ラインおよびステアリング弁を介してステアリングアクチュエータへ作動油を供給する可変容量型のステアリングポンプと、荷役供給ラインおよび少なくとも１つの荷役制御弁を介して少なくとも１つの荷役アクチュエータへ作動油を供給する可変容量型の荷役ポンプと、前記ステアリング供給ラインから分岐して前記荷役供給ラインにつながる合流ラインと、前記合流ラインに設けられた、荷役操作が行われないときに前記合流ラインを遮断し、荷役操作が行われるときに前記合流ラインを開放する優先弁と、前記荷役操作の操作量と正の相関を示す荷役要求指令圧が入力され、前記荷役要求指令圧が大きくなるほど前記荷役ポンプの容量を増加する荷役レギュレータと、前記ステアリング弁における前記ステアリングアクチュエータへの作動油の供給量を決定する絞り部の上流側と下流側の差圧と負の相関を示すステアリング要求指令圧と前記荷役要求指令圧のうちの高い方が信号圧として入力され、前記信号圧が大きくなるほど前記ステアリングポンプの容量を増加するステアリングレギュレータと、を備える、産業車両の油圧システムを提供する。
　本開示によれば、荷役ポンプの容量をポジティブ制御で制御するとともにステアリングポンプの容量を適切に制御することができる。
一実施形態に係る産業車両の油圧システムの概略構成図である。 前記油圧システムのステアリング回路の拡大図である。 前記油圧システムの荷役回路の拡大図である。 前記荷役回路の操作系回路図である。 荷役操作の操作量と荷役要求指令圧との関係を示すグラフである。 ステアリング弁における絞り部の上流側と下流側の差圧と、ステアリング要求指令圧との関係を示すグラフである。
　図１に、一実施形態に係る産業車両の油圧システム１を示す。本実施形態では、産業車両がホイスト（アームまたはブームとも呼ばれる）およびバケットを含むホイールローダである。ただし、産業車両はフォークリフトなどであってもよい。
　油圧システム１は、進行方向を変更するためのステアリング回路２と、バケットを動かすための荷役回路３を含む。ホイールローダでは、前輪を含む前側車体と後輪を含む後側車体とが水平方向に揺動可能に連結される。また、前側車体にはホイストが鉛直方向に揺動可能に連結され、ホイストの先端にバケットが鉛直方向に揺動可能に連結される。
　ステアリング回路２は、図２に示すように、ステアリングポンプ２１、ステアリング弁２３およびステアリングアクチュエータ１１を含む。ステアリングポンプ２１は、ステアリング供給ライン２２およびステアリング弁２３を介してステアリングアクチュエータ１１へ作動油を供給する。ステアリングアクチュエータ１１は、上述した前側車体と後側車体との連結部の左右両側に設けられた一対の油圧シリンダで構成される。なお、産業用車両がフォークリフトである場合はステアリングアクチュエータ１１が単一の両ロッドの油圧シリンダで構成される。
　具体的に、ステアリングポンプ２１はステアリング供給ライン２２によりステアリング弁２３と接続されており、ステアリング弁２３は一対の給排ライン２４によりステアリングアクチュエータ１１と接続されている。また、ステアリング弁２３はタンクライン２５によりタンクと接続されている。
　ステアリング弁２３は、ステアリングアクチュエータ１１への作動油の供給量を決定する絞り部２３ａを有する。また、ステアリング弁２３には、ステアリング供給ライン２２と給排ライン２４の間に介在する中間ライン２７の両端も接続されている。中間ライン２７には逆止弁２８が設けられている。
　ステアリング弁２３は、産業車両の運転室に設けられたハンドルが操作されると、中立位置から右旋回位置または左旋回位置へシフトする。中立位置では、ステアリング供給ライン２２、中間ライン２７の両端、一対の給排ライン２４およびタンクライン２５の全てがブロックされる。右旋回位置または左旋回位置では、ステアリング供給ライン２２が中間ライン２７を介して一方の給排ライン２４と連通し、他方の給排ライン２４がタンクライン２５と連通する。右旋回位置または左旋回位置では、絞り部２３ａの開口面積が、ハンドルの操作量が大きくなるほど大きくなる。
　より詳しくは、ステアリング弁２３は一対のパイロットポートを有し、これらのパイロットポートはパイロットライン２６ａ，２６ｂによりオービットロール（登録商標）２６と接続されている。オービットロール２６はハンドルに連結されており、ハンドルの操作量に応じたパイロット圧をハンドルの回転方向のパイロットライン２６ａまたは２６ｂを通じてステアリング弁２３のパイロットポートへ出力する。
　さらに、ステアリング弁２３には負荷圧ライン６４およびタンクライン６８も接続されている。ステアリング弁２３が中立位置に位置するとき、負荷圧ライン６４はタンクライン６８と連通する。ステアリング弁２３が右旋回位置または左旋回位置に位置するとき、負荷圧ライン６４には絞り部２３ａの下流側の圧力が導かれる。
　ステアリング供給ライン２２には、コンペンセータ６１が設けられている。コンペンセータ６１は中立位置でステアリング供給ライン２２を開放するものであり、コンペンセータ６１が中立位置からシフトするにつれてコンペンセータ６１の開口面積が減少する。コンペンセータ６１には、互いに対向するようにステアリング弁２３における絞り部２３ａの上流側の圧力と下流側の圧力とが作用する。
　ステアリング弁２３における絞り部２３ａの下流側の圧力は、上述した負荷圧ライン６４を通じてコンペンセータ６１へ導かれ、開口面積が増大する方向にシフトするようにコンペンセータ６１に作用する。一方、ステアリング弁２３における絞り部２３ａの上流側の圧力は、供給圧ライン６２を通じてコンペンセータ６１へ導かれ、開口面積が減少する方向にシフトするようにコンペンセータ６１に作用する。供給圧ライン６２はコンペンセータ６１の下流側でステアリング供給ライン２２から分岐している。本実施形態では、供給圧ライン６２および負荷圧ライン６４に絞り６３，６５がそれぞれ設けられているが、絞り６３，６５は省略可能である。
　このような構成により、コンペンセータ６１の開口面積は、ステアリング弁２３における絞り部２３ａの上流側と下流側の差圧が大きくなるほど減少する。なお、負荷圧ライン６４からはリリーフライン６６が分岐しており、このリリーフライン６６に設けられたリリーフ弁６７によって負荷圧ライン６４の圧力が所定値以下に保たれる。
　上述したステアリングポンプ２１は、原動機により駆動される。原動機は、例えば内燃機関または電動機である。原動機は、後述する荷役ポンプ３１および副ポンプ１５も駆動する。
　ステアリングポンプ２１は、可変容量型のポンプである。本実施形態では、ステアリングポンプ２１が斜板２１ａを有する斜板ポンプである。ただし、ステアリングポンプ２１は、斜軸ポンプであってもよい。なお、図示は省略するが、ステアリング供給ライン２２または後述する合流ライン７１における優先弁７２よりも上流側部分からはリリーフラインが分岐しており、このリリーフラインに設けられたリリーフ弁によってステアリングポンプ２１の吐出圧が所定値以下に保たれる。
　ステアリングポンプ２１の容量は、ステアリングレギュレータ４により変更される。本実施形態では、ステアリングレギュレータ４が流量制御ピストン４６を用いた流量制御および馬力制御ピストン４７を用いた馬力制御を行う。ただし、ステアリングレギュレータ４は流量制御のみを行ってもよい。
　ステアリングレギュレータ４には流量制御用として信号圧が入力される。ステアリングレギュレータ４は、信号圧が大きくなるほどステアリングポンプ２１の容量を増加する。本実施形態では、ステアリングレギュレータ４が図２に示すように構成されているが、ステアリングレギュレータ４の構成はこれに限られず、適宜変更可能である。
　より詳しくは、ステアリングレギュレータ４は、流量制御ピストン４６および馬力制御ピストン４７に加えて、ステアリングポンプ２１の斜板２１ａと連結されたサーボピストン４１と、サーボピストン４１を駆動するための調整弁４２を含む。また、ステアリングレギュレータ４は、流量制御ピストン４６、馬力制御ピストン４７およびサーボピストン４１を摺動可能に保持するハウジングを含む。ハウジングの一部は、ステアリングポンプ２１のケーシングと一体となってもよい。
　ステアリングレギュレータ４には、ステアリングポンプ２１の吐出圧が導入される第１受圧室４ａと、制御圧が導入される第２受圧室４ｂが形成されている。サーボピストン４１は、第１受圧室４ａに露出する第１端部と、第２受圧室４ｂに露出する、第１端部よりも大径の第２端部を有している。
　調整弁４２は、第２受圧室４ｂに導入される制御圧を調整するためのものである。具体的に、調整弁４２は、制御圧を低下させる方向（容量増加方向、図２では左向き）および制御圧を上昇させる方向（容量減少方向、図２では右向き）に移動するスプール４３と、スプール４３を収容するスリーブ４４を含む。
　スプール４３は、レバー４６ａを介して流量制御ピストン４６と連結されるとともに、レバー４７ａを介して馬力制御ピストン４７と連結されている。スプール４３は、流量制御ピストン４６の前進に伴って容量増加方向に移動し、流量制御ピストン４６の後進に伴って容量減少方向に移動する。また、スプール４３は、馬力制御ピストン４７の前進に伴って容量減少方向に移動し、流量制御ピストン４６の後進に伴って容量増加方向に移動する。なお、流量制御ピストン４６と馬力制御ピストン４７は、そのうちの容量を小さく制限する方（すなわち、少ない容量を指令する方）が優先してスプール４３を移動させるように構成される。この構成は公知技術であるため、詳細な説明は省略する。
　スリーブ４４は、フィードバックレバー４５によりサーボピストン４１と連結されている。スリーブ４４には、ポンプポート、タンクポートおよび出力ポート（出力ポートは第２受圧室４ｂと連通する）が形成されており、スリーブ４４とスプール４３との相対位置によって、出力ポートがポンプポートおよびタンクポートの双方から遮断されるか、出力ポートがポンプポートおよびタンクポートのどちらかと連通される。そして、スプール４３が容量増加方向または容量減少方向に移動されると、サーボピストン４１の両側から作用する力（圧力×サーボピストン受圧面積）が釣り合うようにスプール４３とスリーブ４４との相対位置が定まり、制御圧が調整される。
　さらに、ステアリングレギュレータ４には、流量制御ピストン４６に上述した信号圧を作用させる作動室４ｃが形成されている。つまり、流量制御ピストン４６は、信号圧が高くなると前進し、信号圧が低くなると後進する。
　また、ステアリングレギュレータ４には、馬力制御ピストン４７にステアリングポンプ２１の吐出圧を作用させる作動室４ｄが形成されている。つまり、馬力制御ピストン４７は、ステアリングポンプ２１の吐出圧が高くなると前進し、吐出圧が低くなると後進する。
　荷役回路３は、図３に示すように、荷役ポンプ３１、２つの荷役制御弁３３および２つの荷役アクチュエータ１２を含む。荷役ポンプ３１は、荷役供給ライン３２および２つの荷役制御弁３３を介して２つの荷役アクチュエータ１２へ作動油を供給する。
　２つの荷役アクチュエータ１２は、バケットアクチュエータ１３とホイストアクチュエータ１４である。バケットアクチュエータ１３は単一の油圧シリンダで構成され、ホイストアクチュエータ１４は一対の油圧シリンダで構成される。２つの荷役制御弁３３は、バケット制御弁３４とホイスト制御弁３５である。
　具体的に、荷役ポンプ３１は、荷役供給ライン３２によりバケット制御弁３４およびホイスト制御弁３５と接続されている。つまり、荷役供給ライン３２は、荷役ポンプ３１から延びる共通路３２ａと、共通路３２ａの下流端からバケット制御弁３４まで延びるバケット分岐路３２ｂと、共通路３２ａの下流端からホイスト制御弁３５まで延びるホイスト分岐路３２ｃを含む。バケット分岐路３２ｂおよびホイスト分岐路３２ｃには、逆止弁３２ｄ，３２ｅがそれぞれ設けられている。
　さらに、ホイスト分岐路３２ｃには、バケット操作とホイスト操作が同時に行われるときにホイストアクチュエータ１４への作動油の供給を制限するためのバケット優先弁３２ｆが設けられている。バケット優先弁３２ｆは中立位置でホイスト分岐路３２ｃを開放するものであり、バケット優先弁３２ｆが中立位置からシフトするにつれてバケット優先弁３２ｆの開口面積が減少する。本実施形態では、バケット優先弁３２ｆがパイロット式であり、パイロットポートを有する。バケット優先弁３２ｆのパイロットポートに導入されるパイロット圧が上昇するほどバケット優先弁３２ｆの開口面積が減少する。ただし、バケット優先弁３２ｆは電磁式であってもよい。
　上述したバケット制御弁３４は一対の給排ライン３６によりバケットアクチュエータ１３と接続されており、ホイスト制御弁３５は一対の給排ライン３７によりホイストアクチュエータ１４と接続されている。また、バケット制御弁３４およびホイスト制御弁３５はタンクライン３８によりタンクと接続されている。
　バケット制御弁３４は、中立位置から第１作動位置または第２作動位置へシフトする。中立位置では、荷役供給ライン３２、一対の給排ライン３６およびタンクライン３８の全てがブロックされる。第１作動位置または第２作動位置では、荷役供給ライン３２が一方の給排ライン３６と連通し、他方の給排ライン３６がタンクライン３８と連通する。
　本実施形態では、バケット制御弁３４がパイロット式であり、一対のパイロットポートを有する。一方のパイロットポートへパイロット圧が導入されるとバケット制御弁３４が中立位置から第１作動位置へシフトし、そのパイロット圧が上昇するほどバケット制御弁３４の開口面積が増大する。逆に、他方のパイロットポートへパイロット圧が導入されるとバケット制御弁３４が中立位置から第２作動位置へシフトし、そのパイロット圧が上昇するほどバケット制御弁３４の開口面積が増大する。ただし、バケット制御弁３４は電磁式であってもよい。
　ホイスト制御弁３５は、中立位置から第１作動位置または第２作動位置へシフトする。さらに、ホイスト制御弁３５は、第２作動位置と第３作動位置との間でもシフトする。中立位置では、荷役供給ライン３２、一対の給排ライン３７およびタンクライン３８の全てがブロックされる。第１作動位置または第２作動位置では、荷役供給ライン３２が一方の給排ライン３７と連通し、他方の給排ライン３７がタンクライン３８と連通する。第３作動位置では、給排ライン３７同士がホイスト制御弁３５内で連通する。
　本実施形態では、ホイスト制御弁３５がパイロット式であり、一対のパイロットポートを有する。一方のパイロットポートへパイロット圧が導入されるとホイスト制御弁３５が中立位置から第１作動位置へシフトし、そのパイロット圧が上昇するほどホイスト制御弁３５の開口面積が増大する。逆に、他方のパイロットポートへパイロット圧が導入されるとホイスト制御弁３５が中立位置から第２作動位置へシフトし、そのパイロット圧が上昇するほどホイスト制御弁３５の開口面積が増大する。他方のパイロットポートへ導入されるパイロット圧がさらに上昇すると、ホイスト制御弁３５は第２作動位置から第３作動位置へシフトする。ただし、ホイスト制御弁３５は電磁式であってもよい。
　さらに、本実施形態では、荷役供給ライン３２の共通路３２ａからセンターバイパスライン３９が分岐しており、このセンターバイパスライン３９がバケット制御弁３４およびホイスト制御弁３５を通過してタンクまで延びている。バケット制御弁３４およびホイスト制御弁３５は、中立位置から第１作動位置または第２作動位置へシフトするにつれてセンターバイパスライン３９上の開口面積を小さくする。
　図４に示すように、バケット制御弁３４のパイロットポートは一対のパイロットラインにより一対のバケット用電磁比例弁９４，９５と接続されており、ホイスト制御弁３５のパイロットポートは一対のパイロットラインにより一対のホイスト用電磁比例弁９６，９７と接続されている。バケット用電磁比例弁９４，９５およびホイスト用電磁比例弁９６，９７は一次圧ライン１６により副ポンプ１５（図１参照）と接続されている。なお、図示は省略するが、一次圧ライン１６からはリリーフラインが分岐しており、このリリーフラインに設けられたリリーフ弁によって副ポンプ１５の吐出圧が所定値に保たれる。
　本実施形態では、バケット用電磁比例弁９４，９５およびホイスト用電磁比例弁９６，９７のそれぞれが、指令電流と二次圧が正の相関を示す正比例型である。ただし、バケット用電磁比例弁９４，９５およびホイスト用電磁比例弁９６，９７のそれぞれは、指令電流と二次圧が負の相関を示す逆比例型であってもよい。
　図３に戻って、産業車両の運転室には、上述したハンドルの他に、バケット操作装置９２およびホイスト操作装置９３が設けられている。バケット操作装置９２はバケット操作を受ける操作レバーを含み、ホイスト操作装置９３はホイスト操作を受ける操作レバーを含む。
　本実施形態では、バケット操作装置９２およびホイスト操作装置９３のそれぞれが、操作レバーの傾倒方向および傾倒角（すなわち、バケット操作またはホイスト操作の操作量）に応じた電気信号を出力する電気ジョイスティックである。バケット操作装置９２およびホイスト操作装置９３から出力される電気信号は制御装置９１に入力される。
　ただし、バケット操作装置９２およびホイスト操作装置９３のそれぞれは、操作レバーの傾倒方向および傾倒角に応じたパイロット圧を出力するパイロット操作弁であってもよい。この場合、バケット用電磁比例弁９４，９５およびホイスト用電磁比例弁９６，９７が省略され、バケット制御弁３４のパイロットポートが一対のパイロットラインによりパイロット操作弁であるバケット操作装置９２と接続され、ホイスト制御弁３５のパイロットポートが一対のパイロットラインによりパイロット操作弁であるホイスト操作装置９３と接続されてもよい。
　制御装置９１は、バケット操作装置９２の操作レバーがバケット操作を受けると、操作レバーの傾倒方向に対応するバケット用電磁比例弁９４または９５へ指令電流を送給する。また、制御装置９１は、バケット操作の操作量が大きくなるほど指令電流を大きくする。なお、一方（バケットを上向きに揺動させる方）のバケット用電磁比例弁９４から出力される二次圧は、図４に示すように上述したバケット優先弁３２ｆのパイロットポートにも導かれる。
　同様に、ホイスト操作装置９３の操作レバーがホイスト操作を受けると、制御装置９１は、操作レバーの傾倒方向に対応するホイスト用電磁比例弁９６または９７へ指令電流を送給する。また、制御装置９１は、ホイスト操作の操作量が大きくなるほど指令電流を大きくする。
　制御装置９１に関し、本明細書で開示する要素の機能は、開示された機能を実行するよう構成またはプログラムされた汎用プロセッサ、専用プロセッサ、集積回路、ASIC（Application Specific Integrated Circuits）、従来の回路、および/または、それらの組み合わせ、を含む回路または処理回路を使用して実行できる。プロセッサは、トランジスタやその他の回路を含むため、処理回路または回路と見なされる。本開示において、回路、ユニット、または手段は、列挙された機能を実行するハードウエアであるか、または、列挙された機能を実行するようにプログラムされたハードウエアである。ハードウエアは、本明細書に開示されているハードウエアであってもよいし、あるいは、列挙された機能を実行するようにプログラムまたは構成されているその他の既知のハードウエアであってもよい。ハードウエアが回路の一種と考えられるプロセッサである場合、回路、手段、またはユニットはハードウエアとソフトウエアの組み合わせであり、ソフトウエアはハードウエアおよび/またはプロセッサの構成に使用される。
　上述した荷役ポンプ３１は、可変容量型のポンプである。本実施形態では、荷役ポンプ３１が斜板３１ａを有する斜板ポンプである。ただし、荷役ポンプ３１は、斜軸ポンプであってもよい。なお、図示は省略するが、荷役供給ライン３２からはリリーフラインが分岐しており、このリリーフラインに設けられたリリーフ弁によって荷役ポンプ３１の吐出圧が所定値以下に保たれる。
　荷役ポンプ３１の容量は、荷役レギュレータ５により変更される。本実施形態では、荷役レギュレータ５が流量制御ピストン５６を用いた流量制御および馬力制御ピストン５７を用いた馬力制御を行う。ただし、荷役レギュレータ５は流量制御のみを行ってもよい。
　荷役レギュレータ５には流量制御用として荷役要求指令圧が入力される。荷役要求指令圧については後述にて詳しく説明する。荷役レギュレータ５は、荷役要求指令圧が大きくなるほど荷役ポンプ３１の容量を増加する。本実施形態では、荷役レギュレータ５が図３に示すように構成されているが、荷役レギュレータ５の構成はこれに限られず、適宜変更可能である。
　より詳しくは、荷役レギュレータ５は、流量制御ピストン５６および馬力制御ピストン５７に加えて、荷役ポンプ３１の斜板３１ａと連結されたサーボピストン５１と、サーボピストン５１を駆動するための調整弁５２を含む。また、荷役レギュレータ５は、流量制御ピストン５６、馬力制御ピストン５７およびサーボピストン５１を摺動可能に保持するハウジングを含む。ハウジングの一部は、荷役ポンプ３１のケーシングと一体となってもよい。
　荷役レギュレータ５には、荷役ポンプ３１の吐出圧が導入される第１受圧室５ａと、制御圧が導入される第２受圧室５ｂが形成されている。サーボピストン５１は、第１受圧室５ａに露出する第１端部と、第２受圧室５ｂに露出する、第１端部よりも大径の第２端部を有している。
　調整弁５２は、第２受圧室５ｂに導入される制御圧を調整するためのものである。具体的に、調整弁５２は、制御圧を低下させる方向（容量増加方向、図３では左向き）および制御圧を上昇させる方向（容量減少方向、図３では右向き）に移動するスプール５３と、スプール５３を収容するスリーブ５４を含む。
　スプール５３は、レバー５６ａを介して流量制御ピストン５６と連結されるとともに、レバー５７ａを介して馬力制御ピストン５７と連結されている。スプール５３は、流量制御ピストン５６の前進に伴って容量増加方向に移動し、流量制御ピストン５６の後進に伴って容量減少方向に移動する。また、スプール５３は、馬力制御ピストン５７の前進に伴って容量減少方向に移動し、流量制御ピストン５６の後進に伴って容量増加方向に移動する。なお、流量制御ピストン５６と馬力制御ピストン５７は、そのうちの容量を小さく制限する方（すなわち、少ない容量を指令する方）が優先してスプール５３を移動させるように構成される。
　スリーブ５４は、フィードバックレバー５５によりサーボピストン５１と連結されている。スリーブ５４には、ポンプポート、タンクポートおよび出力ポート（出力ポートは第２受圧室５ｂと連通する）が形成されており、スリーブ５４とスプール５３との相対位置によって、出力ポートがポンプポートおよびタンクポートの双方から遮断されるか、出力ポートがポンプポートおよびタンクポートのどちらかと連通される。そして、スプール５３が容量増加方向または容量減少方向に移動されると、サーボピストン５１の両側から作用する力（圧力×サーボピストン受圧面積）が釣り合うようにスプール５３とスリーブ５４との相対位置が定まり、制御圧が調整される。
　さらに、荷役レギュレータ５には、流量制御ピストン５６に上述した荷役要求指令圧を作用させる作動室５ｃが形成されている。つまり、流量制御ピストン５６は、荷役要求指令圧が高くなると前進し、荷役要求指令圧が低くなると後進する。
　また、荷役レギュレータ５には、馬力制御ピストン５７に荷役ポンプ３１の吐出圧を作用させる作動室５ｄが形成されている。つまり、馬力制御ピストン５７は、荷役ポンプ３１の吐出圧が高くなると前進し、吐出圧が低くなると後進する。
　本実施形態では、作動室５ｃが指令圧ライン８２により電磁比例弁８１と接続されている。電磁比例弁８１は上述した一次圧ライン１６により副ポンプ１５と接続されている。本実施形態では、電磁比例弁８１が、指令電流と二次圧が正の相関を示す正比例型である。ただし、電磁比例弁８１は、指令電流と二次圧が負の相関を示す逆比例型であってもよい。
　電磁比例弁８１は、上述した制御装置９１により制御され、荷役要求指令圧として二次圧を作動室５ｃへ出力する。制御装置９１は、荷役操作（バケット操作またはホイスト操作）が行われると、電磁比例弁８１へ指令電流を送給する。また、制御装置９１は、荷役操作の操作量が大きくなるほど指令電流を大きくする。つまり、図５に示すように、荷役要求指令圧は荷役操作の操作量と正の相関を示す。
　一方、ステアリングレギュレータ４の作動室４ｃは、図２に示すように、指令圧ライン８５により高圧選択弁８４の出力ポートと接続されている。高圧選択弁８４の一対の入力ポートのうちの一方は入力ライン７９により減圧弁７５と接続され、他方は入力ライン８３により指令圧ライン８２と接続されている（図３参照）。なお、入力ライン８３は、指令圧ライン８２ではなく、荷役レギュレータ５の作動室５ｃにつながってもよい。減圧弁７５は上述した一次圧ライン１６により副ポンプ１５と接続されている。
　減圧弁７５は、ステアリング弁２３における絞り部２３ａの上流側と下流側の差圧によって駆動され、その差圧が大きくなるほど二次圧が低くなるようにステアリング要求指令圧として二次圧を出力する。つまり、図６に示すように、ステアリング要求指令圧はステアリング弁２３における絞り部２３ａの上流側と下流側の差圧と負の相関を示す。
　より詳しくは、減圧弁７５は、二次圧を調整するためのピストン７６を含む。ピストン７６には、互いに対向するように絞り部２３ａの上流側の圧力と絞り部２３ａの下流側の圧力とが作用する。絞り部２３ａの上流側の圧力はステアリング供給ライン２２から分岐するパイロットライン７８を通じてピストン７６へ導かれ、絞り部２３ａの下流側の圧力は負荷圧ライン６４から分岐するパイロットライン７７を通じてピストン７６へ導かれる。
　高圧選択弁８４は、減圧弁７５の二次圧であるステアリング要求指令圧と電磁比例弁８１の二次圧である荷役要求指令圧のうちの高い方を選択してステアリングレギュレータ４へ出力する。換言すれば、ステアリング要求指令圧と荷役要求指令圧のうちの高い方が上述した信号圧としてステアリングレギュレータ４へ入力される。
　図１～図３に示すように、ステアリング供給ライン２２からはコンペンセータ６１よりも上流側で合流ライン７１が分岐しており、この合流ライン７１は荷役供給ライン３２につながっている。合流ライン７１には優先弁７２が設けられている。
　優先弁７２は、荷役操作が行われないときに合流ライン７１を遮断し、荷役操作が行われるときに合流ライン７１を開放する。本実施形態では、優先弁７２がパイロット式であり、第１パイロットポート７２ａおよび第２パイロットポート７２ｂを有する。ただし、優先弁７２は電磁式であってもよい。
　より詳しくは、優先弁７２は中立位置で合流ライン７１を遮断するものであり、優先弁７２が中立位置からシフトするにつれて優先弁７２の開口面積が増大する。優先弁７２は当該優先弁７２を中立位置に維持するためのスプリング７２ｃ（図３参照）を有する。第１パイロットポート７２ａは優先弁７２を開口面積が減少する方向にシフトさせるためのものであり、第２パイロットポート７２ｂは優先弁７２を開口面積が増大する方向にシフトさせるためのものである。
　優先弁７２の第１パイロットポート７２ａはパイロットライン７３により入力ライン７９と接続されており、第２パイロットポート７２ｂはパイロットライン７４により指令圧ライン８２と接続されている。つまり、第１パイロットポート７２ａにはパイロットライン７３を通じてステアリング要求指令圧が導入され、第２パイロットポート７２ｂにはパイロットライン７４を通じて荷役要求指令圧が導入される。このため、優先弁７２には、互いに対向するようにステアリング要求指令圧と荷役要求指令圧とが作用する。
　優先弁７２は、荷役要求指令圧がステアリング要求指令圧に所定値（スプリング７２ｃの付勢力に対応する圧力）を加算した基準圧よりも小さいときは合流ライン７１を遮断する。一方、荷役要求指令圧が前記基準圧よりも大きいときは、優先弁７２は荷役要求指令圧と前記基準圧の差圧に応じた開口面積となる。
　以上説明したように、本実施形態の油圧システム１では、荷役レギュレータ５に荷役操作の操作量と正の相関を示す荷役要求指令圧が入力されるため、荷役ポンプ３１の容量をポジティブ制御で制御することができる。一方、ステアリングレギュレータ４にはステアリング弁２３における絞り部２３ａの上流側と下流側の差圧と負の相関を示すステアリング要求指令圧と荷役要求指令圧のうちの高い方が入力される。ステアリング操作が単独で行われるときは、ステアリング要求指令圧がステアリングレギュレータ４に入力されるため、ステアリングポンプ２１の容量を、ステアリング弁２３における絞り部２３ａの上流側と下流側の差圧が小さくなるほど増加することができる。また、ステアリング操作と荷役操作が同時に行われるときは、要求が高い方に応じてステアリングポンプ２１の容量が変化する。従って、ステアリングポンプ２１の容量を適切に制御することができる。
　しかも、本実施形態ではステアリング弁２３における絞り部２３ａの上流側と下流側の差圧によって駆動される減圧弁７５が採用されているので、減圧弁７５によってステアリング弁２３における絞り部２３ａの上流側と下流側の差圧をステアリング要求指令圧に変換することができる。
　また、本実施形態では合流ライン７１が分岐する位置よりも下流側でステアリング供給ライン２２にコンペンセータ６１が設けられているので、ステアリングアクチュエータ１１への作動油の供給流量をコンペンセータ６１で必要流量に調整することができるとともに、余剰の作動油を合流ライン７１を通じて荷役供給ライン３２へ導くことができる。
　さらに、本実施形態では合流ライン７１に設けられた優先弁７２がパイロット式であるので、優先弁７２を機械的に作動させることができる。しかも、優先弁７２の開口面積の変化によって、ステアリングポンプ２１から吐出される作動油をステアリングアクチュエータ１１へ優先して供給することができる。
　（変形例）
　本開示は上述した実施形態に限定されるものではなく、本開示の要旨を逸脱しない範囲で種々の変形が可能である。
　例えば、産業車両の種類によっては、油圧システム１の荷役回路３における荷役アクチュエータ１２の数および荷役制御弁３３の数がそれぞれ１つであってもよいし、３つ以上であってもよい。
　また、バケット操作装置９２およびホイスト操作装置９３のそれぞれがパイロット操作弁である場合、電磁比例弁８１が省略されて、バケット操作装置９２から出力されるパイロット圧とホイスト操作装置９３から出力されるパイロット圧のうちの最も高いパイロット圧が荷役要求指令圧として荷役レギュレータ５の作動室５ｃおよび高圧選択弁８４へ導かれてもよい。
　また、優先弁７２は、単なる切換弁であってもよい。
　（まとめ）
　本開示は、ステアリング供給ラインおよびステアリング弁を介してステアリングアクチュエータへ作動油を供給する可変容量型のステアリングポンプと、荷役供給ラインおよび少なくとも１つの荷役制御弁を介して少なくとも１つの荷役アクチュエータへ作動油を供給する可変容量型の荷役ポンプと、前記ステアリング供給ラインから分岐して前記荷役供給ラインにつながる合流ラインと、前記合流ラインに設けられた、荷役操作が行われないときに前記合流ラインを遮断し、荷役操作が行われるときに前記合流ラインを開放する優先弁と、前記荷役操作の操作量と正の相関を示す荷役要求指令圧が入力され、前記荷役要求指令圧が大きくなるほど前記荷役ポンプの容量を増加する荷役レギュレータと、前記ステアリング弁における前記ステアリングアクチュエータへの作動油の供給量を決定する絞り部の上流側と下流側の差圧と負の相関を示すステアリング要求指令圧と前記荷役要求指令圧のうちの高い方が信号圧として入力され、前記信号圧が大きくなるほど前記ステアリングポンプの容量を増加するステアリングレギュレータと、を備える、産業車両の油圧システムを提供する。
　上記の構成によれば、荷役レギュレータに荷役操作の操作量と正の相関を示す荷役要求指令圧が入力されるため、荷役ポンプの容量をポジティブ制御で制御することができる。一方、ステアリングレギュレータにはステアリング弁における絞り部の上流側と下流側の差圧と負の相関を示すステアリング要求指令圧と荷役要求指令圧のうちの高い方が入力される。ステアリング操作が単独で行われるときは、ステアリング要求指令圧がステアリングレギュレータに入力されるため、ステアリングポンプの容量を、ステアリング弁における絞り部の上流側と下流側の差圧が小さくなるほど増加することができる。また、ステアリング操作と荷役操作が同時に行われるときは、要求が高い方に応じてステアリングポンプの容量が変化する。従って、ステアリングポンプの容量を適切に制御することができる。
　上記の油圧システムは、前記ステアリング弁における前記絞り部の上流側と下流側の差圧によって駆動され、前記差圧が大きくなるほど二次圧が低くなるように前記ステアリング要求指令圧として二次圧を出力する減圧弁と、前記ステアリング要求指令圧と前記荷役要求指令圧のうちの高い方を選択して前記ステアリングレギュレータへ出力する高圧選択弁と、をさらに備えてもよい。この構成によれば、減圧弁によってステアリング弁における絞り部の上流側と下流側の差圧をステアリング要求指令圧に変換することができる。
　上記の油圧システムは、前記合流ラインが分岐する位置よりも下流側で前記ステアリング供給ラインに設けられた、前記ステアリング弁における前記絞り部の上流側と下流側の差圧が大きくなるほど開口面積が減少するコンペンセータをさらに備えてもよい。この構成によれば、ステアリングアクチュエータへの作動油の供給流量をコンペンセータで必要流量に調整することができるとともに、余剰の作動油を合流ラインを通じて荷役供給ラインへ導くことができる。
　前記優先弁は、前記ステアリング要求指令圧が導入される第１パイロットポートと、前記荷役要求指令圧が導入される第２パイロットポートを有し、前記荷役要求指令圧が前記ステアリング要求指令圧に所定値を加算した基準圧よりも小さいときは前記合流ラインを遮断し、前記荷役要求指令圧が前記基準圧よりも大きいときは前記荷役要求指令圧と前記基準圧の差圧に応じた開口面積となってもよい。この構成によれば、優先弁を機械的に作動させることができる。しかも、優先弁の開口面積の変化によって、ステアリングポンプから吐出される作動油をステアリングアクチュエータへ優先して供給することができる。
　１　　油圧システム
　１１　ステアリングアクチュエータ
　１２　荷役アクチュエータ
　２　　ステアリング回路
　２１　ステアリングポンプ
　２２　ステアリング供給ライン
　２３　ステアリング弁
　２３ａ　絞り部
　３　　荷役回路
　３１　荷役ポンプ
　３２　荷役供給ライン
　３３　荷役制御弁
　４　　ステアリングレギュレータ
　５　　荷役レギュレータ
　７１　合流ライン
　７２　優先弁
　７２ａ　第１パイロットポート
　７２ｂ　第２パイロットポート
　７５　減圧弁
　８４　高圧選択弁
 

Claims (4)

  1. 　ステアリング供給ラインおよびステアリング弁を介してステアリングアクチュエータへ作動油を供給する可変容量型のステアリングポンプと、
    　荷役供給ラインおよび少なくとも１つの荷役制御弁を介して少なくとも１つの荷役アクチュエータへ作動油を供給する可変容量型の荷役ポンプと、
    　前記ステアリング供給ラインから分岐して前記荷役供給ラインにつながる合流ラインと、
    　前記合流ラインに設けられた、荷役操作が行われないときに前記合流ラインを遮断し、荷役操作が行われるときに前記合流ラインを開放する優先弁と、
    　前記荷役操作の操作量と正の相関を示す荷役要求指令圧が入力され、前記荷役要求指令圧が大きくなるほど前記荷役ポンプの容量を増加する荷役レギュレータと、
    　前記ステアリング弁における前記ステアリングアクチュエータへの作動油の供給量を決定する絞り部の上流側と下流側の差圧と負の相関を示すステアリング要求指令圧と前記荷役要求指令圧のうちの高い方が信号圧として入力され、前記信号圧が大きくなるほど前記ステアリングポンプの容量を増加するステアリングレギュレータと、
    を備える、産業車両の油圧システム。
  2. 　前記ステアリング弁における前記絞り部の上流側と下流側の差圧によって駆動され、前記差圧が大きくなるほど二次圧が低くなるように前記ステアリング要求指令圧として二次圧を出力する減圧弁と、
    　前記ステアリング要求指令圧と前記荷役要求指令圧のうちの高い方を選択して前記ステアリングレギュレータへ出力する高圧選択弁と、をさらに備える、請求項１に記載の産業車両の油圧システム。
  3. 　前記合流ラインが分岐する位置よりも下流側で前記ステアリング供給ラインに設けられた、前記ステアリング弁における前記絞り部の上流側と下流側の差圧が大きくなるほど開口面積が減少するコンペンセータをさらに備える、請求項１に記載の産業車両の油圧システム。
  4. 　前記優先弁は、前記ステアリング要求指令圧が導入される第１パイロットポートと、前記荷役要求指令圧が導入される第２パイロットポートを有し、前記荷役要求指令圧が前記ステアリング要求指令圧に所定値を加算した基準圧よりも小さいときは前記合流ラインを遮断し、前記荷役要求指令圧が前記基準圧よりも大きいときは前記荷役要求指令圧と前記基準圧の差圧に応じた開口面積となる、請求項１～３の何れか一項に記載の産業車両の油圧システム。
     
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