JP2005140253A - Hydraulic control device - Google Patents

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Toyoaki Sagawa
豊明 佐川
Tetsuhiro Kondo
哲弘 近藤
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Kawasaki Precision Machinery Ltd
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Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To suppress the occurrence of hunting in performing flow control of inertial load by changing a flow characteristic to decrease the flow with the rise of load pressure. <P>SOLUTION: This hydraulic control device is provided with a compensator 302 having a throttle 359 for controlling the pressure of a first passage 330 according to pressure in second passages 331, 332, and a pressure chamber 364 closing the throttle 359; and a selector valve 303 operated independently of the compensator 302 to supply the pressure of the first passage to a maximum load pressure port 380 by reducing the pressure of the first passage to a pressure lower than the pressure of the second passage, at a fixed rate with the pressure rise of the second passage when the pressure in the second passage is higher than the maximum load pressure of the other line. The selector valve 303 is constituted to have a function of sliding by the deviation between the pressure of the maximum load pressure port and the pressure of the second passage to lead the pressure of the first passage to the maximum load pressure port to obtain maximum load pressure, and to have a function of leading the pressure of the maximum load pressure port to the pressure chamber by sliding to control the throttle, thus having a flow control characteristic depending on load pressure. <P>COPYRIGHT: (C)2005,JPO&NCIPI

Description

本願発明は、例えば、油圧ショベルや油圧クレーン等の建設機械に用いられる多連型の流量制御システムにおける油圧制御装置に関するものである。   The present invention relates to a hydraulic control device in a multiple flow control system used for construction machines such as a hydraulic excavator and a hydraulic crane.

従来より、油圧ショベルや油圧クレーン等の建設機械には、多連型の流量制御システムが採用されている。このような流量制御システムには、１つの給油ポンプから吐出される加圧された作動油を複数の油圧制御装置に供給し、各油圧制御装置に接続されているそれぞれのアクチュエータを駆動するというものがある。   Conventionally, multiple flow control systems have been adopted for construction machines such as hydraulic excavators and hydraulic cranes. In such a flow rate control system, pressurized hydraulic oil discharged from one oil supply pump is supplied to a plurality of hydraulic control devices, and each actuator connected to each hydraulic control device is driven. There is.

この流量制御システムでは、ロードセンシング機能を備えるものが知られている。このロードセンシング機能は、例えば、多連型の流量制御システムにおいて可変容量形の油圧ポンプを使用して、複合駆動される各アクチュエータの負荷圧力の中から最高の負荷圧力（以下、「最高負荷圧力」という）を検出し、油圧ポンプの吐出圧がその最高負荷圧力よりも所定値だけ高くなる（差が一定となる）ようにポンプの吐出圧を制御する制御方式である。   This flow control system is known to have a load sensing function. This load sensing function uses, for example, a variable displacement hydraulic pump in a multiple flow control system, and the highest load pressure (hereinafter referred to as “maximum load pressure”) among the load pressures of the actuators that are combined. And the discharge pressure of the hydraulic pump is controlled to be higher than the maximum load pressure by a predetermined value (the difference is constant).

これにより、例えば、異なる圧力の作動油で駆動されるシリンダやモータ等のアクチュエータを備え、しかもその駆動圧力が変化するような機械において、１つの給油ポンプから吐出された作動油でこれらのアクチュエータを駆動する場合でも、多連の中の最高負荷圧力よりも所定値だけ高い吐出圧の作動油を常に供給するようにできる。   Thus, for example, in a machine that includes actuators such as cylinders and motors that are driven by hydraulic oil of different pressures, and the drive pressure changes, these actuators are driven by hydraulic oil discharged from one oil pump. Even in the case of driving, it is possible to always supply hydraulic oil having a discharge pressure that is higher by a predetermined value than the maximum load pressure in the multiplex.

また、このような制御方式を採用することにより、各アクチュエータに十分な油圧が供給されるだけではなく、油圧ポンプは、たえず必要な限度で油圧を供給することとなり、動力消費を低く押えることができる。   In addition, by adopting such a control method, not only a sufficient hydraulic pressure is supplied to each actuator, but also the hydraulic pump constantly supplies the hydraulic pressure to the necessary limit, which can keep power consumption low. it can.

図２３は、この種のロードセンシング機能を備えた油圧制御装置として本出願人が先に出願した従来の油圧制御装置の構成を示す断面図である。図示するように、この油圧制御装置９００の本体９０５には、直径Ｄ１，深さＬ１の第１シリンダ部、直径Ｄ２，深さＬ２の第２シリンダ部および直径Ｄ３，深さＬ３の第３シリンダ部が同軸上に連続して設けられており、これらでケーシング穴９０６が形成されている。第２シリンダ部と第３シリンダ部の連結部には、段差が設けられている。第２シリンダ部の下部側面には、流路９３１および流路９３２と連通する開口部が設けられている。第３シリンダ部の下部には、ポンプポートと連通する流路９３０が設けられている。これらの流路９３０，９３１，９３２の合流する位置に、調整弁９１０が設けられている。   FIG. 23 is a cross-sectional view showing a configuration of a conventional hydraulic control apparatus previously filed by the present applicant as a hydraulic control apparatus having this type of load sensing function. As shown in the figure, a main body 905 of the hydraulic control device 900 includes a first cylinder portion having a diameter D1 and a depth L1, a second cylinder portion having a diameter D2 and a depth L2, and a third cylinder having a diameter D3 and a depth L3. The parts are continuously provided on the same axis, and a casing hole 906 is formed by these. A step is provided at the connecting portion between the second cylinder portion and the third cylinder portion. An opening that communicates with the flow path 931 and the flow path 932 is provided on the lower side surface of the second cylinder portion. A flow path 930 that communicates with the pump port is provided below the third cylinder portion. An adjustment valve 910 is provided at a position where these flow paths 930, 931, and 932 meet.

本体９０５との間で調整弁９１０を収納する略円筒状のスリーブ９７０は、下方に開口部を有する直径Ｄ２の略円筒状に形成されている。スリーブ９７０は、本体９０５に設けられたケーシング穴９０６に挿入され、フランジ９７０ａによって本体９０５に固定される。このスリーブ９７０内に調整弁９１０が収納される。調整弁９１０は、直径Ｄ４の円柱状のピストンに形成されており、その下部に直径Ｄ３の絞り９５９を備えている。   A substantially cylindrical sleeve 970 that accommodates the regulating valve 910 between the main body 905 and the main body 905 is formed in a substantially cylindrical shape with a diameter D2 having an opening at the bottom. The sleeve 970 is inserted into a casing hole 906 provided in the main body 905, and is fixed to the main body 905 by a flange 970a. The adjustment valve 910 is accommodated in the sleeve 970. The regulating valve 910 is formed as a cylindrical piston having a diameter D4, and includes a throttle 959 having a diameter D3 at a lower portion thereof.

調整弁９１０には、コンペンセータ９０２と切換弁９０３とが設けられている。コンペンセータ９０２には、切換弁９０３がコンペンセータ９０２の軸方向と交差する方向に設けられている。コンペンセータ９０２の上部とスリーブ９７０との間には圧力室９６４が形成され、この圧力室９６４は孔９５０で切換弁９０３の孔９５４と連通している。また、孔９５４と流路９３０とは孔９５６で連通している。孔９５４は孔９５１でコンペンセータ９０２の外側と連通している。孔９５４内にはシャトル９５５が設けられており、このシャトル９５５は各孔から作用する圧力がバランスするように孔９５４内で移動する。このシャトル９５５が移動することにより切換弁９０３として機能する。コンペンセータ９０２はスリーブ９７０の軸方向に移動可能で、シャトル９５５はコンペンセータ９０２の軸方向と交差する方向に移動可能である。スリーブ９７０と本体９０５との間は、シール９７３およびシール９７４によってシールされている。   The adjusting valve 910 is provided with a compensator 902 and a switching valve 903. The compensator 902 is provided with a switching valve 903 in a direction crossing the axial direction of the compensator 902. A pressure chamber 964 is formed between the upper portion of the compensator 902 and the sleeve 970, and the pressure chamber 964 communicates with a hole 954 of the switching valve 903 through a hole 950. Further, the hole 954 and the flow path 930 communicate with each other through a hole 956. The hole 954 communicates with the outside of the compensator 902 through the hole 951. A shuttle 955 is provided in the hole 954, and the shuttle 955 moves in the hole 954 so that the pressure applied from each hole is balanced. The shuttle 955 moves to function as the switching valve 903. The compensator 902 can move in the axial direction of the sleeve 970, and the shuttle 955 can move in a direction intersecting the axial direction of the compensator 902. A seal 973 and a seal 974 are sealed between the sleeve 970 and the main body 905.

また、スリーブ９７０には、半径方向に貫通する第２孔９７２が設けられている。第１シリンダ部の側部の本体９０５には、最高負荷圧力ポート９８０（以下、「ＰＬＳポート９８０」という）が設けられている。このＰＬＳポート９８０の最高負荷圧力ＰＬＳは、第２孔９７２を通じてスリーブ９７０の内側へと導かれる。これにより、第２孔９７２と前記孔９５１とが連通する。   The sleeve 970 is provided with a second hole 972 that penetrates in the radial direction. A main body 905 on the side of the first cylinder portion is provided with a maximum load pressure port 980 (hereinafter referred to as “PLS port 980”). The maximum load pressure PLS of the PLS port 980 is guided to the inside of the sleeve 970 through the second hole 972. Thereby, the second hole 972 and the hole 951 communicate with each other.

前記スリーブ９７０の圧力室９６４には、ＰＬＳポート９８０又は流路９３２から流量制御システム内の最高負荷圧力ＰＬＳが供給される。この図では、自連が最高負荷圧力の場合を示しており、流路９３２の圧力が流路９６１から孔９５０を介して圧力室９６４に導かれている。   The pressure chamber 964 of the sleeve 970 is supplied with the maximum load pressure PLS in the flow rate control system from the PLS port 980 or the flow path 932. This figure shows the case where the self-run is at the maximum load pressure, and the pressure in the flow path 932 is guided from the flow path 961 to the pressure chamber 964 through the hole 950.

したがって、調整弁９１０の上部には、最高負荷圧力ＰＬＳが作用して生じる力ＰＬＳ×ＳＤ４（但し、ＳＤ４は、最高負荷圧力ＰＬＳが作用する調整弁９１０の直径Ｄ４の上面の面積）に、調整弁９１０の位置に応じて決まるバネ９６５の弾性力Ｆを加算した力（ＰＬＳ×ＳＤ４＋Ｆ）が作用して、調整弁９１０を下向きに付勢している。また、調整弁９１０の下部には、ポンプポートと連通する流路９３０に流れ込む作動油による力Ｐ２１×ＳＤ３（但し、Ｐ２１は、流路１３０内の圧力。ＳＤ３は、圧力Ｐ２１が作用する調整弁９１０の直径Ｄ３の下面の面積）が作用して、調整弁９１０を上向きに付勢している（この時、圧力Ｐ２１＝圧力Ｐ３１となっている。）。   Therefore, the pressure PLS × SD4 generated by the maximum load pressure PLS acting on the upper portion of the regulating valve 910 is adjusted to be the force PLS × SD4 (where SD4 is the area of the upper surface of the diameter D4 of the regulating valve 910 on which the highest load pressure PLS acts). A force (PLS × SD4 + F) obtained by adding the elastic force F of the spring 965 determined according to the position of the valve 910 acts to bias the regulating valve 910 downward. In addition, a force P21 × SD3 (where P21 is a pressure in the flow path 130. SD3 is a pressure adjustment valve on which the pressure P21 acts) is provided at a lower portion of the adjustment valve 910 by a hydraulic oil flowing into the flow path 930 communicating with the pump port. The area of the lower surface of the diameter D3 of 910 acts to urge the regulating valve 910 upward (at this time, pressure P21 = pressure P31).

また、流路９３０から孔９５６を介して切換弁９０３に作動油が供給され、この作動油の圧力によってシャトル９５５が移動して、孔９５１と第２孔９７２とを介してＰＬＳポート９８０に最高負荷圧力の作動油が供給されている。なお、他連が最高負荷圧力の場合、ＰＬＳポート９８０から最高負荷圧力の作動油が孔９５１を介して孔９５４内に導かれ、その圧力でシャトル９５５が移動して孔９５０から圧力室９６４に作動油が導かれて調整弁９１０で絞り９５９が閉じる方向に付勢される。   Further, hydraulic fluid is supplied from the flow path 930 to the switching valve 903 via the hole 956, and the shuttle 955 is moved by the pressure of this hydraulic fluid, and reaches the PLS port 980 via the hole 951 and the second hole 972. Hydraulic oil at load pressure is supplied. When the other station is at the maximum load pressure, hydraulic oil at the maximum load pressure is guided from the PLS port 980 into the hole 954 through the hole 951, and the shuttle 955 is moved by the pressure to move from the hole 950 to the pressure chamber 964. The hydraulic oil is guided and urged by the adjustment valve 910 in the direction in which the throttle 959 is closed.

つまり、この油圧制御装置９００によれば、調整弁９１０の上下方向からＰＬＳポート９８０の圧力と流路９３０の圧力とが作用し、ＰＬＳポートの圧力と負荷圧流路９３１，９３２の圧力により切換弁９０３が移動して調整弁９１０の位置が調整され、ＰＬＳポート９８０から調整弁９１０内に作動油が導かれるか、ポンプポートと連通する流路９３０からＰＬＳポート９８０へ作動油が供給されるかが制御される。そして、このＰＬＳポート９８０の圧力に応じてロードセンシング機能を発揮するように構成されている（特許文献１参照。）。   In other words, according to the hydraulic control apparatus 900, the pressure of the PLS port 980 and the pressure of the flow path 930 act from the vertical direction of the adjustment valve 910, and the switching valve is controlled by the pressure of the PLS port and the pressure of the load pressure flow paths 931 and 932. 903 is moved to adjust the position of the regulating valve 910, and hydraulic oil is guided from the PLS port 980 into the regulating valve 910, or is hydraulic fluid supplied to the PLS port 980 from the flow path 930 communicating with the pump port Is controlled. And it is comprised so that a load sensing function may be exhibited according to the pressure of this PLS port 980 (refer to patent documents 1).

なお、他の従来技術として、最高負荷圧力をタンクに導く管路に一対の絞りを設け、この一対の絞りにより修正された最高負荷圧力を圧力補償部に閉方向の制御力として導く信号管路を設けることにより、画一的な流量特性に修正を加えて各種アクチュエータに見合った流量特性を容易に得ることができるようにした流量制御装置がある（例えば、特許文献２参照。）。   As another conventional technique, a pair of throttles is provided in a pipe that guides the maximum load pressure to the tank, and a signal pipe that guides the maximum load pressure corrected by the pair of throttles to the pressure compensator as a control force in the closing direction. By providing the above, there is a flow rate control device in which uniform flow rate characteristics are modified so that flow rate characteristics suitable for various actuators can be easily obtained (see, for example, Patent Document 2).

また、その他の従来技術として、走行用油圧モータを駆動する油圧回路において、旋回走行時の制動側の負荷圧低下を相殺するために、圧力補償弁の負荷圧圧力が作用する受圧部の受圧面積を、入口側圧力が作用する受圧部の受圧面積よりも大きくしたものがある（例えば、特許文献３参照。）。
国際公開ＷＯ−０２／２９２５６号公報（第１４〜１８頁、図３） 特許第３１７９５９６号公報（図１、図２） 特開平５−１７２１０８号公報（第１頁、図１） As another conventional technique, in a hydraulic circuit that drives a traveling hydraulic motor, the pressure receiving area of the pressure receiving portion on which the load pressure pressure of the pressure compensation valve acts in order to cancel out the load pressure drop on the braking side during turning Is larger than the pressure receiving area of the pressure receiving portion on which the inlet side pressure acts (see, for example, Patent Document 3).
International Publication No. WO-02 / 29256 (pages 14-18, FIG. 3) Japanese Patent No. 3179596 (FIGS. 1 and 2) JP-A-5-172108 (first page, FIG. 1)

ところで、前記したような油圧制御装置９００にあっては、負荷圧が大きくなっても流量が定であるため制御システムが振動を起こした場合も変動速度が減衰しない。   By the way, in the hydraulic control apparatus 900 as described above, even if the load pressure increases, the flow rate is constant, so that the fluctuation speed is not attenuated even when the control system vibrates.

そのため、負荷圧力が大きくなるのに伴って流量が減少するように流量特性を変化させたい場合がある。このように流量特性を変化させるために、流量を少なくしたい高圧領域ほどポンプ圧力と負荷圧との差圧を小さくして、負荷圧力の増加に伴って負荷への流量が減少する特性とすることによって、慣性体制御時等に、振動が持続する原因となる負荷が大きい場合の制御速度を低下させて振動現象を抑制することができる。   Therefore, there is a case where it is desired to change the flow rate characteristics so that the flow rate decreases as the load pressure increases. In order to change the flow rate characteristic in this way, the pressure difference between the pump pressure and the load pressure is reduced in the high pressure region where the flow rate is desired to be reduced, so that the flow rate to the load decreases as the load pressure increases. Thus, the vibration phenomenon can be suppressed by reducing the control speed when the load that causes the vibration to continue is large during inertial body control or the like.

しかしながら、前記油圧制御装置９００（特許文献１）は、負荷圧力が変化しても常に一定の流量を確保するものであり、流量特性を変化させることはできない。   However, the hydraulic control device 900 (Patent Document 1) always ensures a constant flow rate even when the load pressure changes, and cannot change the flow rate characteristic.

また、前記特許文献２では、圧力補償部の導入管路に絞りを設けることによって流量特性を変化させようとしているが、圧力補償部に信号管路を形成するためには構造が複雑になり、流量制御装置を形成する構造物の加工に時間と労力を要してしまう。しかも、複雑な動きのアクチュエータを駆動するための流量制御装置となるので小型化するのは難しく、使用条件が限られてしまう。   In Patent Document 2, an attempt is made to change the flow rate characteristic by providing a restriction in the introduction pipe line of the pressure compensation unit. However, in order to form a signal pipe line in the pressure compensation unit, the structure becomes complicated, Time and labor are required to process the structure forming the flow control device. In addition, since it becomes a flow control device for driving an actuator having a complicated motion, it is difficult to reduce the size, and the use conditions are limited.

さらに、前記特許文献３では、圧力補償部の負荷圧力が作用する受圧部の受圧面積を、入口側圧力が作用する受圧部の受圧面積よりも大きくしているので、本願発明のように、負荷圧力が高くなるほどポンプ流量を小さくする特性は得られない。   Further, in Patent Document 3, since the pressure receiving area of the pressure receiving portion to which the load pressure of the pressure compensating portion acts is larger than the pressure receiving area of the pressure receiving portion to which the inlet side pressure acts, as in the present invention, The characteristic that the pump flow rate decreases as the pressure increases cannot be obtained.

一方、可変容量ポンプと組合わせて用いるロードセンシング機能を備えた流量制御システムでは、一般に慣性が大きいものを負荷とするとき、ハンチングが起こりやすい。しかも、このような流量制御システムでは、負荷圧のフィードバック制御で流量を制御しているため、一旦、ハンチングが発生すると容易に抑えられない。このようなハンチングを防止してロードセンシング機能を発揮するための方法として、油圧ポンプから絶えず供給される作動油を最高負荷圧力信号から常時ブリードオフさせる量を増やす方法がある。   On the other hand, in a flow control system having a load sensing function used in combination with a variable displacement pump, hunting is likely to occur when a load having a large inertia is used as a load. In addition, in such a flow rate control system, since the flow rate is controlled by feedback control of the load pressure, once hunting occurs, it cannot be easily suppressed. As a method for preventing such hunting and demonstrating the load sensing function, there is a method of increasing the amount of hydraulic oil constantly supplied from the hydraulic pump to constantly bleed off from the maximum load pressure signal.

しかしながら、この方法の場合、ハンチングが発生し易い負荷を効果的に制御するためには非常に大きなブリードオリフィスを選定する必要があり、常時、余分な流量をブリードオフさせて消費することとなって、効率の悪い流量制御システムとなる。   However, in this method, it is necessary to select a very large bleed orifice in order to effectively control a load that is likely to cause hunting, and an excessive flow rate is always consumed by bleed-off. This is an inefficient flow control system.

本願発明の目的は、ロードセンシング機能を備える多連型の流量制御システムに使用される油圧制御装置であって、小型で、且つ、流量特性を変化させて省エネルギを図ることができる油圧制御装置を提供することにある。   An object of the present invention is a hydraulic control device used in a multiple flow control system having a load sensing function, which is small and can save energy by changing flow characteristics. Is to provide.

そこで、前記目的を達成するために、本願発明に係る油圧制御装置は、可変容量形ポンプで駆動する複数のアクチュエータの負荷圧力の中の最高負荷圧力を検出し、当該検出した最高負荷圧力よりも所定値だけ高くなるように前記可変容量形ポンプの吐出圧力を制御するロードセンシング機能を備えた多連型の流量制御システムに使用され、当該システム内の最高負荷圧力が供給される最高負荷圧力ポートを備える油圧制御装置において、前記可変容量形ポンプのポンプポートと可変オリフィスを介して連通する第１流路が入力ポートに接続され、アクチュエータと連通する第２流路が出力ポートに接続され、当該第２流路内の圧力に応じて前記第１流路の圧力を制御するために開口量が変化する絞りと、当該絞りを閉じる方向に力を作用させる圧力室とを有するコンペンセータと、前記可変オリフィス及びコンペンセータとは独立して作動し、前記第２流路内の圧力が当該システム内の他の連の最高負荷圧力よりも高い場合に前記第１流路の圧力を前記第２流路の圧力まで減圧し、当該減圧された圧力を前記最高負荷圧力ポートに供給する切換弁とを備え、当該切換弁を前記コンペンセータに内蔵するとともに、当該切換弁を、前記最高負荷圧力ポートの圧力と第２流路の圧力との偏差によってスライドし、当該スライドによって第１流路の圧力を最高負荷圧力ポートに導いて最高負荷圧力とする機能と、スライドによって最高負荷圧力である当該連の第２流路の圧力をコンペンセータの圧力室に導いて前記絞りを閉じる機能とを有するように構成し、当該切換弁から前記最高負荷圧力ポートに連なる流路に中間絞りを設けている。   Therefore, in order to achieve the above object, the hydraulic control device according to the present invention detects the maximum load pressure among the load pressures of the plurality of actuators driven by the variable displacement pump, and the detected pressure is higher than the detected maximum load pressure. Maximum load pressure port used for a multiple flow rate control system with a load sensing function that controls the discharge pressure of the variable displacement pump so that the discharge pressure of the variable displacement pump is increased by a predetermined value. A first flow path communicating with the pump port of the variable displacement pump via a variable orifice is connected to the input port, and a second flow path communicating with the actuator is connected to the output port. In order to control the pressure in the first flow path in accordance with the pressure in the second flow path, a force is applied in a direction in which the opening amount changes and the throttle is closed. A compensator having a pressure chamber that operates independently of the variable orifice and the compensator, and the first passage when the pressure in the second flow path is higher than the maximum load pressure of other stations in the system. A switching valve for reducing the pressure of the flow path to the pressure of the second flow path and supplying the reduced pressure to the maximum load pressure port, the switching valve being built in the compensator, and the switching valve By the deviation between the pressure of the maximum load pressure port and the pressure of the second flow path, and the function of guiding the pressure of the first flow path to the maximum load pressure port by the slide to obtain the maximum load pressure, A function of closing the throttle by guiding the pressure of the second flow path of the series, which is the maximum load pressure, to the pressure chamber of the compensator, The intermediate stop is provided in the flow path leading to the pressure port.

このような構成によれば、コンペンセータとは独立して作動する切換弁で流量制御システム内の最高負荷圧力の更新を常時行うことができるので、流量制御システムにおける最高負荷圧力と実際の油圧制御装置内の最高負荷圧力との間に偏差が生じるのを防止することができる。しかも、切換弁から最高負荷圧力ポートに連なる流路に設けた中間絞りにより、流量を少なくしたい高圧領域ほどポンプ圧力と負荷圧との差圧を小さくできるので、負荷圧力が大きくなるのに伴って流量が減少するように流量特性を変化させることができる、圧力変動現象の制振効果がある。   According to such a configuration, since the maximum load pressure in the flow control system can be constantly updated by the switching valve that operates independently of the compensator, the maximum load pressure in the flow control system and the actual hydraulic control device It is possible to prevent a deviation from occurring in the maximum load pressure. In addition, the intermediate throttle provided in the flow path from the switching valve to the maximum load pressure port can reduce the differential pressure between the pump pressure and the load pressure in the high pressure region where it is desired to reduce the flow rate, so as the load pressure increases. There is a damping effect of the pressure fluctuation phenomenon that can change the flow rate characteristic so that the flow rate decreases.

また、この油圧制御装置において、前記コンペンセータに、前記第１流路と切換弁とを連通させる第１孔と、前記最高負荷圧力ポートと切換弁とを連通させる第２孔とを設け、前記切換弁を、当該第１孔内の圧力と、当該第２孔内の圧力と、前記第２流路内の圧力との高低に応じてコンペンセータとは独立して作動するように構成し、前記第２流路内の圧力が当該システム内の他の連の最高負荷圧力よりも高い場合には前記第１孔を第２孔と連通させて第２流路内の圧力でコンペンセータが絞りを閉じる方向に圧力を作用させる流路と、第２流路内の圧力が当該システム内の他の連の最高負荷圧力よりも低い場合には第１孔を閉じて第２孔に当該システム内の他の連の最高負荷圧力を導いてコンペンセータが絞りを閉じる方向に圧力を作用させる流路とを設ければ、第１流路の圧力と第２流路の圧力と最高負荷圧力との高低によって作動する切換弁で最高負荷圧力の調節を常時行うことができ、また、この切換弁の絞り機能で第１流路の圧力を第２流路の圧力まで調圧作動しながら最高負荷圧力ポートへ導くので、ロードセンシング機能を発揮させるためにコンペンセータに内蔵させた切換弁の部品点数を少なくして、装置の小型化を図った油圧制御装置を提供することができる。   In the hydraulic control device, the compensator is provided with a first hole for communicating the first flow path and the switching valve, and a second hole for communicating the maximum load pressure port and the switching valve. The valve is configured to operate independently of the compensator according to the level of the pressure in the first hole, the pressure in the second hole, and the pressure in the second flow path, The direction in which the compensator closes the throttle with the pressure in the second flow path when the pressure in the second flow path is higher than the maximum load pressure of other stations in the system. When the pressure in the second flow path is lower than the maximum load pressure of the other series in the system, the first hole is closed and the second hole is connected to the other flow path in the system. The maximum load pressure of the ream is introduced and the compensator applies pressure in the direction to close the throttle. The maximum load pressure can be constantly adjusted with a switching valve that operates according to the pressure of the first flow path, the pressure of the second flow path, and the maximum load pressure. Since the switching valve throttle function adjusts the pressure in the first flow path to the pressure in the second flow path and leads it to the maximum load pressure port, the switching valve component built in the compensator to demonstrate the load sensing function It is possible to provide a hydraulic control device that reduces the number of points and reduces the size of the device.

さらに、この油圧制御装置において、前記切換弁が移動する孔をコンペンセータの軸方向と交差する方向に設け、当該孔と連通するようにコンペンセータの外周に向けて前記第２孔を貫通させて設け、当該第２孔に前記中間絞りを設ければ、コンペンセータの動作に影響されることなく切換弁を交差方向に移動させることができるとともに、コンペンセータの移動方向と交差する方向に設けた第２孔に中間絞りを容易に形成することができ、簡単な構成で流量特性を変化させることができる。   Furthermore, in this hydraulic control device, a hole through which the switching valve moves is provided in a direction crossing the axial direction of the compensator, and the second hole is provided through the second hole toward the outer periphery of the compensator so as to communicate with the hole. If the intermediate aperture is provided in the second hole, the switching valve can be moved in the crossing direction without being affected by the operation of the compensator, and the second hole provided in the direction crossing the moving direction of the compensator The intermediate throttle can be easily formed, and the flow rate characteristic can be changed with a simple configuration.

また、他の本願発明に係る油圧制御装置は、可変容量形ポンプで駆動する複数のアクチュエータの負荷圧力の中の最高負荷圧力を検出し、当該検出した最高負荷圧力よりも所定値だけ高くなるように前記可変容量形ポンプの吐出圧力を制御するロードセンシング機能を備えた多連型の流量制御システムに使用され、当該システム内の最高負荷圧力が供給される最高負荷圧力ポートを備える油圧制御装置において、前記可変容量形ポンプのポンプポートと可変オリフィスを介して連通する第１流路が入力ポートに接続され、アクチュエータと連通する第２流路が出力ポートに接続され、当該第２流路内の圧力に応じて前記第１流路の圧力を制御するために開口量が変化する絞りと、当該絞りを閉じる方向に力を作用させる圧力室とを有するコンペンセータと、前記可変オリフィス及びコンペンセータとは独立して作動し、前記第２流路内の圧力が当該システム内の他の連の最高負荷圧力よりも高い場合に前記第１流路の圧力を前記第２流路の圧力まで減圧し、当該減圧された圧力を前記最高負荷圧力ポートに供給する切換弁とを備え、当該切換弁を前記コンペンセータに内臓してコンペンセータと一体的に移動するように構成し、当該切換弁を、前記最高負荷圧力ポート側を大径部に形成し前記第２流路側を小径部に形成して、最高負荷圧力ポート側の受圧面積が前記第２流路側の受圧面積よりも大きくなるように構成し、当該切換弁の小径部受圧面積に前記第２流路内の圧力が作用して生じる推力が、当該切換弁の大径部受圧面積にシステム内の他の連の最高負荷圧力が作用して生じる推力よりも大きい場合に前記第１流路の圧力を前記第２流路の圧力より一定の比率分だけ低い圧力まで調圧作動によって減圧して前記最高負荷圧力ポートに供給する流路と、当該切換弁の大径部受圧部に前記最高負荷圧力ポートの圧力が作用して生じる推力が、当該切換弁の小径部受圧面積に前記第２流路内の圧力が作用して生じる推力よりも大きい場合に当該最高負荷圧力ポートの圧力を前記コンペンセータが前記絞りを閉じる方向に移動するように前記圧力室に供給する流路とを設けている。   Further, another hydraulic control device according to the present invention detects the maximum load pressure among the load pressures of a plurality of actuators driven by a variable displacement pump, and is higher by a predetermined value than the detected maximum load pressure. In a hydraulic control apparatus having a maximum load pressure port that is used in a multiple flow rate control system having a load sensing function for controlling the discharge pressure of the variable displacement pump and is supplied with the maximum load pressure in the system. The first flow path communicating with the pump port of the variable displacement pump via the variable orifice is connected to the input port, and the second flow path communicating with the actuator is connected to the output port. In order to control the pressure in the first flow path in accordance with the pressure, a throttle having an opening amount that changes, and a pressure chamber that applies a force in a direction to close the throttle. And the variable orifice and the compensator operate independently, and when the pressure in the second flow path is higher than the maximum load pressure of other stations in the system, the pressure in the first flow path is A switching valve that reduces the pressure to the pressure of the second flow path and supplies the reduced pressure to the maximum load pressure port, and is configured to move integrally with the compensator by incorporating the switching valve in the compensator The switching valve is formed such that the maximum load pressure port side has a large diameter portion and the second flow path side has a small diameter portion, and the pressure receiving area on the maximum load pressure port side is the pressure receiving area on the second flow path side. The thrust generated by the pressure in the second flow path acting on the small-diameter pressure receiving area of the switching valve becomes larger than the other diameter in the system. The maximum load pressure of the A flow path that reduces the pressure of the first flow path to a pressure that is lower than the pressure of the second flow path by a certain ratio when the thrust is greater than a predetermined thrust, and supplies the pressure to the maximum load pressure port; The thrust generated by the pressure of the maximum load pressure port acting on the large-diameter pressure receiving portion of the switching valve is greater than the thrust generated by the pressure in the second flow path acting on the small-diameter pressure receiving area of the switching valve. A flow path is provided for supplying the pressure in the maximum load pressure port to the pressure chamber so that the compensator moves in a direction to close the throttle when the pressure is large.

このような構成によっても、コンペンセータとは独立して作動する切換弁で流量制御システム内の最高負荷圧力の更新を常時行うことができるので、流量制御システムにおける最高負荷圧力と実際の油圧制御装置内の最高負荷圧力との間に偏差が生じるのを防止することができる。しかも、切換弁に作用する最高負荷圧力ポート側の受圧面積が第２流路側の受圧面積よりも大きいので、負荷圧力が大きくなるのに伴って流量が減少するように流量特性を変化させることができ、流量を少なくしたい高圧領域ほどポンプ圧力と負荷圧との差圧を小さくして、流量が減少する特性にできる。   Even with such a configuration, the maximum load pressure in the flow control system can be constantly updated with a switching valve that operates independently of the compensator, so the maximum load pressure in the flow control system and the actual hydraulic control device It is possible to prevent a deviation from occurring with respect to the maximum load pressure. Moreover, since the pressure receiving area on the maximum load pressure port side acting on the switching valve is larger than the pressure receiving area on the second flow path side, the flow characteristics can be changed so that the flow rate decreases as the load pressure increases. In addition, the pressure difference between the pump pressure and the load pressure can be reduced in the high pressure region where the flow rate is desired to be reduced, thereby reducing the flow rate.

また、この油圧制御装置において、前記コンペンセータに、前記第１流路と切換弁とを連通させる第１孔と、前記最高負荷圧力ポートと切換弁とを連通させる第２孔とを設け、前記切換弁を、当該第１孔内の圧力と、当該第２孔内の圧力と、前記第２流路内の圧力との高低に応じてコンペンセータとは独立して作動するように構成し、当該切換弁の小径部受圧面積に前記第２流路内の圧力が作用して生じる推力が当該切換弁の大径部にシステム内の他の連の最高負荷圧力が作用して生じる推力よりも大きい場合には前記第１孔を第２孔と連通させて第２流路内の圧力でコンペンセータが絞りを閉じる方向に圧力を作用させる流路と、切換弁の小径部に第２流路内の圧力が作用して生じる推力が当該切換弁の大径部にシステム内の他の連の最高負荷圧力が作用して生じる推力よりも小さい場合には第１孔を閉じて第２孔に当該システム内の他の連の最高負荷圧力を導いてコンペンセータが絞りを閉じる方向に圧力を作用させる流路とを設け、当該切換弁の大径部と小径部との間の段差部位の圧力を抜く抜き孔を設ければ、第１流路の圧力と第２流路の圧力と最高負荷圧力との高低によって作動する切換弁で最高負荷圧力の調節を常時行うことができ、また、この切換弁の絞り機能で第１流路の圧力を第２流路の圧力まで調圧作動しながら最高負荷圧力ポートへ導くので、ロードセンシング機能を発揮させるためにコンペンセータに内蔵させた切換弁の部品点数を少なくして、装置の小型化を図った油圧制御装置を提供することができる。   In the hydraulic control device, the compensator is provided with a first hole for communicating the first flow path and the switching valve, and a second hole for communicating the maximum load pressure port and the switching valve. The valve is configured to operate independently of the compensator in accordance with the level of the pressure in the first hole, the pressure in the second hole, and the pressure in the second flow path. When the thrust generated by the pressure in the second flow path acting on the pressure receiving area of the small diameter portion of the valve is larger than the thrust generated by the maximum load pressure of the other series in the system acting on the large diameter portion of the switching valve The first hole communicates with the second hole so that the compensator applies pressure in the direction to close the throttle with the pressure in the second flow path, and the pressure in the second flow path on the small diameter portion of the switching valve. The thrust generated by the action of the When the load pressure is smaller than the thrust generated by the action, the first hole is closed and the maximum load pressure of the other series in the system is guided to the second hole so that the compensator applies the pressure in the direction of closing the throttle. And a hole for extracting the pressure at the stepped portion between the large diameter portion and the small diameter portion of the switching valve, the pressure of the first flow path, the pressure of the second flow path, and the maximum load pressure The maximum load pressure can always be adjusted with a switching valve that operates according to the height of the valve, and the maximum load can be adjusted while adjusting the pressure of the first flow path to the pressure of the second flow path by the throttle function of this switching valve. Since it leads to the pressure port, it is possible to provide a hydraulic control device in which the number of parts of the switching valve incorporated in the compensator for reducing the load sensing function is reduced and the device is downsized.

さらに、この油圧制御装置において、前記切換弁が移動する孔をコンペンセータの軸方向と交差する方向に設け、前記抜き孔を、切換弁が移動する孔からコンペンセータの軸方向に設けた抜き孔と、当該コンペンセータの外周に設けた溝部とで構成すれば、簡単な加工で切換弁の大径部と小径部との間の圧力を排油ラインに逃がして、切換弁の安定した減圧作動を保つことができる。   Further, in this hydraulic control device, a hole through which the switching valve moves is provided in a direction intersecting the axial direction of the compensator, and the through hole is provided in the axial direction of the compensator from the hole through which the switching valve moves; If it is configured with a groove provided on the outer periphery of the compensator, the pressure between the large-diameter part and small-diameter part of the switching valve can be released to the oil discharge line with a simple process to maintain a stable pressure-reducing operation of the switching valve. Can do.

また、他の本願発明に係る油圧制御装置は、可変容量形ポンプで駆動する複数のアクチュエータの負荷圧力の中の最高負荷圧力を検出し、当該検出した最高負荷圧力よりも所定値だけ高くなるように前記可変容量形ポンプの吐出圧力を制御するロードセンシング機能を備えた多連型の流量制御システムに使用され、当該システム内の最高負荷圧力が供給される最高負荷圧力ポートを備える油圧制御装置において、前記可変容量形ポンプのポンプポートと可変オリフィスを介して連通する第１流路が入力ポートに接続され、アクチュエータと連通する第２流路が出力ポートに接続され、当該第２流路内の圧力に応じて前記第１流路の圧力を制御するために開口量が変化する絞りと、当該絞りを閉じる方向に力を作用させる圧力室とを有するコンペンセータと、前記可変オリフィス及びコンペンセータとは独立して作動し、前記第２流路内の圧力が当該システム内の他の連の最高負荷圧力よりも高い場合に前記第１流路の圧力を前記第２流路の圧力まで減圧し、当該減圧された圧力を前記最高負荷圧力ポートに供給する切換弁とを備え、当該切換弁を前記コンペンセータに内蔵するとともに、当該切換弁を、前記最高負荷圧力ポートの圧力と第２流路の圧力との偏差によってスライドし、当該スライドによって第１流路の圧力を最高負荷圧力ポートに導いて最高負荷圧力とする機能と、スライドによって最高負荷圧力ポートの圧力をコンペンセータの圧力室に導いて前記絞りを閉じる機能とを有するように構成し、前記コンペンセータを、圧力室の受圧面を大径に形成し前記第１流路側の受圧面を小径に形成している。   Further, another hydraulic control device according to the present invention detects the maximum load pressure among the load pressures of a plurality of actuators driven by a variable displacement pump, and is higher by a predetermined value than the detected maximum load pressure. In a hydraulic control apparatus having a maximum load pressure port that is used in a multiple flow rate control system having a load sensing function for controlling the discharge pressure of the variable displacement pump and is supplied with the maximum load pressure in the system. The first flow path communicating with the pump port of the variable displacement pump via the variable orifice is connected to the input port, and the second flow path communicating with the actuator is connected to the output port. In order to control the pressure in the first flow path in accordance with the pressure, a throttle having an opening amount that changes, and a pressure chamber that applies a force in a direction to close the throttle. And the variable orifice and the compensator operate independently, and when the pressure in the second flow path is higher than the maximum load pressure of other stations in the system, the pressure in the first flow path is A switching valve that reduces the pressure to the pressure of the second flow path and supplies the reduced pressure to the maximum load pressure port. The switching valve is built in the compensator, and the switching valve is connected to the maximum load pressure. Slide by the deviation between the pressure of the port and the pressure of the second flow path, the function of guiding the pressure of the first flow path to the maximum load pressure port by the slide to the maximum load pressure, and the pressure of the maximum load pressure port by the slide And a function of closing the throttle by guiding the pressure chamber to the pressure chamber of the compensator, and the compensator has a pressure receiving surface of the pressure chamber having a large diameter and the first flow path side Forming a receiving surface on the small diameter.

このような構成によっても、コンペンセータとは独立して作動する切換弁で流量制御システム内の最高負荷圧力の更新を常時行うことができるので、流量制御システムにおける最高負荷圧力と実際の油圧制御装置内の最高負荷圧力との間に偏差が生じるのを防止することができる。また、部品点数が減り、装置の小型化を図ることができる。しかも、コンペンセータに作用する第２流路側の受圧面積が第１流路側の受圧面積よりも大きいので、流量を少なくしたい高圧領域ほどポンプ圧力と負荷圧との差圧を小さくして、負荷圧力が大きくなるのに伴って流量が減少するように流量特性を変化させることができ、流量が減少する特性にできる。   Even with such a configuration, the maximum load pressure in the flow control system can be constantly updated with a switching valve that operates independently of the compensator, so the maximum load pressure in the flow control system and the actual hydraulic control device It is possible to prevent a deviation from occurring with respect to the maximum load pressure. Further, the number of parts can be reduced, and the apparatus can be miniaturized. Moreover, since the pressure receiving area on the second flow path acting on the compensator is larger than the pressure receiving area on the first flow path side, the differential pressure between the pump pressure and the load pressure is reduced in the high pressure region where the flow rate is desired to be reduced. The flow rate characteristic can be changed so that the flow rate decreases as the flow rate increases, and the flow rate can be reduced.

また、この油圧制御装置において、前記コンペンセータが移動するスリーブを設け、当該スリーブを、前記コンペンセータの大径部が移動する大径スリーブと、前記コンペンセータの小径部が移動する小径スリーブとで形成すれば、第２流路側の受圧面積が第１流路側の受圧面積よりも大きくなるように形成されたコンペンセータをスリーブ内に容易に組むことができ、迅速な組立作業が可能な油圧制御装置を構成することができる。   Further, in this hydraulic control device, if a sleeve for moving the compensator is provided, the sleeve is formed by a large-diameter sleeve that moves a large-diameter portion of the compensator and a small-diameter sleeve that moves a small-diameter portion of the compensator. The compensator formed so that the pressure receiving area on the second flow path side is larger than the pressure receiving area on the first flow path side can be easily assembled in the sleeve, and a hydraulic control device capable of quick assembly work is configured. be able to.

さらに、この油圧制御装置において、前記コンペンセータに、前記第１流路と切換弁とを連通させる第１孔と、前記最高負荷圧力ポートと切換弁とを連通させる第２孔とを設け、前記切換弁を、当該第１孔内の圧力と、当該第２孔内の圧力と、前記第２流路内の圧力との高低に応じてコンペンセータとは独立して作動するように構成し、前記第２流路内の圧力が当該システム内の他の連の最高負荷圧力よりも高い場合には前記第１孔を第２孔と連通させて第２流路内の圧力でコンペンセータが絞りを閉じる方向に圧力を作用させる流路と、第２流路内の圧力が当該システム内の他の連の最高負荷圧力よりも低い場合には第１孔を閉じて第２孔に当該システム内の他の連の最高負荷圧力を導いてコンペンセータが絞りを閉じる方向に圧力を作用させる流路とを設ければ、第１流路の圧力と第２流路の圧力と最高負荷圧力との高低によって作動する切換弁で最高負荷圧力の調節を常時行うことができ、また、この切換弁の絞り機能で第１流路の圧力を第２流路の圧力まで調圧作動しながら最高負荷圧力ポートへ導くので、ロードセンシング機能を発揮させるためにコンペンセータに内蔵させた切換弁の部品点数を少なくして、装置の小型化を図った油圧制御装置を提供することができる。   Furthermore, in this hydraulic control device, the compensator is provided with a first hole for communicating the first flow path and the switching valve, and a second hole for communicating the maximum load pressure port and the switching valve, and the switching The valve is configured to operate independently of the compensator according to the level of the pressure in the first hole, the pressure in the second hole, and the pressure in the second flow path, The direction in which the compensator closes the throttle with the pressure in the second flow path when the pressure in the second flow path is higher than the maximum load pressure of other stations in the system. When the pressure in the second flow path is lower than the maximum load pressure of the other series in the system, the first hole is closed and the second hole is connected to the other flow path in the system. Leads the maximum load pressure of the series, and the compensator applies pressure in the direction to close the throttle The maximum load pressure can always be adjusted by a switching valve that operates according to the pressure of the first flow path, the pressure of the second flow path, and the maximum load pressure. Since the switching valve throttle function adjusts the pressure in the first flow path to the pressure in the second flow path and leads it to the maximum load pressure port, the switching valve component built in the compensator to demonstrate the load sensing function It is possible to provide a hydraulic control device that reduces the number of points and reduces the size of the device.

また、この油圧制御装置において、前記切換弁が移動する孔をコンペンセータの軸方向と交差する方向に設ければ、コンペンセータの動作に影響されることなく切換弁を交差方向に移動させることができ、切換弁の安定した動作を保つことができる。   Further, in this hydraulic control device, if the hole through which the switching valve moves is provided in a direction intersecting the axial direction of the compensator, the switching valve can be moved in the intersecting direction without being affected by the operation of the compensator, A stable operation of the switching valve can be maintained.

本願発明に係る油圧制御装置によれば、コンペンセータに内蔵されて独立して動作する切換弁により、流量制御システム内の最高負荷圧力の更新を常時行うことができる。これにより、流量制御システムにおける最高負荷圧力と実際の油圧制御装置内の最高負荷圧力との間に偏差が生じるのを防止することができる。しかも、負荷圧力が大きくなるのに伴って負荷への流量が減少するように流量特性を変化させることが可能となる。   According to the hydraulic control device according to the present invention, the maximum load pressure in the flow control system can be constantly updated by the switching valve that is built in the compensator and operates independently. As a result, it is possible to prevent a deviation from occurring between the maximum load pressure in the flow control system and the maximum load pressure in the actual hydraulic control device. In addition, the flow rate characteristic can be changed so that the flow rate to the load decreases as the load pressure increases.

以下、本願発明の実施形態を図面に基づいて説明する。
（Ａ）第１実施形態
図１は本願発明の第１実施形態に係る油圧制御装置を使用した多連型の流量制御システムを示す系統図である。図２は図１に示す油圧制御装置の要部を示す断面図である。図３は図２に示す中間絞り部分の拡大図である。以下の実施形態では、多連型の流量制御システムの一例として２連の流量制御システムを例にして説明する。 Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings.
(A) First Embodiment FIG. 1 is a system diagram showing a multiple flow rate control system using a hydraulic control apparatus according to a first embodiment of the present invention. FIG. 2 is a cross-sectional view showing a main part of the hydraulic control device shown in FIG. FIG. 3 is an enlarged view of the intermediate aperture portion shown in FIG. In the following embodiments, a double flow rate control system will be described as an example of a multiple flow rate control system.

図１に示す流量制御システム１は、可変容量形ポンプ制御部１０から伸びる給油ライン５０が各油圧制御装置１００，２００のポンプポート１２０，２２０に接続されている。各油圧制御装置１００，２００のタンクポート１２１，２２１は、排油ライン５１を介してタンク１６に接続されている。各流量制御部１００，２００の最高負荷圧力ＰＬＳポート（以下、「ＰＬＳポート」という。）１８０，２８０は、最高負荷圧力ライン（以下、「ＰＬＳライン」という。）１８に接続されている。ＰＬＳライン１８は、可変容量形ポンプ制御部１０に設けられた傾転切換弁１４の入力部２０に接続されている。この入力部２０にＰＬＳライン１８から最高負荷圧力ＰＬＳが入力される。傾転切換弁１４は、傾転制御装置１３と協働して可変容量形ポンプ１１の傾転を制御するためのものである。   In the flow control system 1 shown in FIG. 1, an oil supply line 50 extending from the variable displacement pump control unit 10 is connected to the pump ports 120 and 220 of the hydraulic control devices 100 and 200. The tank ports 121 and 221 of the hydraulic control devices 100 and 200 are connected to the tank 16 via the oil drain line 51. Maximum load pressure PLS ports (hereinafter referred to as “PLS ports”) 180 and 280 of the flow rate control units 100 and 200 are connected to a maximum load pressure line (hereinafter referred to as “PLS line”) 18. The PLS line 18 is connected to the input unit 20 of the tilt switching valve 14 provided in the variable displacement pump control unit 10. The maximum load pressure PLS is input from the PLS line 18 to the input unit 20. The tilt switching valve 14 is for controlling the tilt of the variable displacement pump 11 in cooperation with the tilt control device 13.

また、前記ＰＬＳライン１８には、ブリードオリフィス（絞り弁）２１が設けられている。このブリードオリフィス２１は、油圧制御装置１００，２００に設けられた切換弁１０３，２０３（詳細は後述）に作用する圧力を制御するために、回路内に常に加圧された油（以下、適宜「作動油」という。）の流れが生じるようにするものである。このブリードオリフィス２１によって、回路内を流れる作動油のうち微量の作動油（１％程度）が、排油タンク１６に戻されるようになっている（ブリードオフ）。なお、このブリードオリフィス２１は、傾転切換弁１４内に同様の機能を有する構造として設けることもできる。１７は、後述するスプール１０１のドレンタンクである。   The PLS line 18 is provided with a bleed orifice (throttle valve) 21. The bleed orifice 21 is used to control the pressure acting on the switching valves 103 and 203 (details will be described later) provided in the hydraulic control devices 100 and 200. The flow of "hydraulic oil") is generated. By this bleed orifice 21, a small amount of hydraulic oil (about 1%) of the hydraulic oil flowing in the circuit is returned to the oil discharge tank 16 (bleed off). The bleed orifice 21 can also be provided in the tilt switching valve 14 as a structure having a similar function. Reference numeral 17 denotes a drain tank of the spool 101 described later.

（１）可変容量形ポンプ制御部によるロードセンシング機能
可変容量形ポンプ制御部１０には、可変容量形ポンプ１１と、傾転制御装置１３と、傾転切換弁１４と、タンク１５とが設けられている。 (1) Load sensing function by variable displacement pump control unit The variable displacement pump control unit 10 is provided with a variable displacement pump 11, a tilt control device 13, a tilt switching valve 14, and a tank 15. ing.

可変容量形ポンプ制御部１０は、傾転切換弁１４の入力部２０に入力される最高負荷圧力ＰＬＳの値をフィードバック制御量として用い、この最高負荷圧力ＰＬＳの値と可変容量形ポンプ１１の吐出圧力Ｐｄとの差（基準差圧Ｐｒｅｆ）が常に一定となるように、可変容量形ポンプ１１の吐出圧力Ｐｄを制御する。この基準差圧Ｐｒｅｆは、最高負荷圧力ＰＬＳに加える所定の差圧であり、使用条件に応じて設定される。   The variable displacement pump control unit 10 uses the value of the maximum load pressure PLS input to the input unit 20 of the tilt switching valve 14 as a feedback control amount, and the value of the maximum load pressure PLS and the discharge of the variable displacement pump 11. The discharge pressure Pd of the variable displacement pump 11 is controlled so that the difference from the pressure Pd (reference differential pressure Pref) is always constant. The reference differential pressure Pref is a predetermined differential pressure applied to the maximum load pressure PLS, and is set according to use conditions.

可変容量形ポンプ１１は、フィードバックレバー１２を備えている。このフィードバックレバー１２は、図中時計回りの方向に操作されることにより、吐出量を減少させるようになっている。フィードバックレバー１２の上端部は、傾転制御装置１３の制御棒１３ｂに接続されている。この制御棒１３ｂには、バネ１３ａが備えられている。傾転制御装置１３の制御棒１３ｂには、給油ライン５０の分岐管内の圧力により図中左向きの力と、傾転切換弁１４の下部ポート１４ａから導かれる圧力により図中右向きの力と、バネ力とが作用する。したがって、かかる力の相互作用によって、制御棒１３ｂが図中左右に動くようになっている。   The variable displacement pump 11 includes a feedback lever 12. The feedback lever 12 is operated in a clockwise direction in the figure to reduce the discharge amount. The upper end of the feedback lever 12 is connected to the control rod 13 b of the tilt control device 13. The control rod 13b is provided with a spring 13a. The control rod 13b of the tilt control device 13 has a leftward force in the figure by the pressure in the branch pipe of the oil supply line 50, a rightward force in the figure by the pressure guided from the lower port 14a of the tilt switching valve 14, and a spring. Power acts. Therefore, the control rod 13b moves left and right in the drawing by the interaction of the forces.

傾転切換弁１４は、３つのポートを備えており、２つの状態に切り換えることができる。この傾転切換弁１４は、可変容量形ポンプ１１の吐出圧力Ｐｄと、最高負荷圧力ＰＬＳに所定の基準差圧Ｐｒｅｆを付加した圧力（ＰＬＳ＋Ｐｒｅｆ）に基づく力との関係（強弱）に応じて切り換わるようになっている。   The tilt switching valve 14 has three ports and can be switched between two states. The tilt switching valve 14 is switched according to the relationship (strongness) between the discharge pressure Pd of the variable displacement pump 11 and the force based on the pressure (PLS + Pref) obtained by adding a predetermined reference differential pressure Pref to the maximum load pressure PLS. It is supposed to change.

可変容量形ポンプ１１の吐出圧力Ｐｄが前記圧力（ＰＬＳ＋Ｐｒｅｆ）よりも高い場合、傾転切換弁１４は図中左側に切り換る。そして、傾転制御装置１３の左側のポートに可変容量形ポンプ１１から吐出された作動油が送り込まれ、傾転制御装置１３の制御棒が図中右側に移動する。これにより、可変容量形ポンプ１１のフィードバックレバー１２が時計回りに動いて、可変容量形ポンプ１１の吐出量が減少する。   When the discharge pressure Pd of the variable displacement pump 11 is higher than the pressure (PLS + Pref), the tilt switching valve 14 switches to the left side in the figure. Then, the hydraulic oil discharged from the variable displacement pump 11 is sent to the left port of the tilt control device 13, and the control rod of the tilt control device 13 moves to the right side in the figure. As a result, the feedback lever 12 of the variable displacement pump 11 moves clockwise, and the discharge amount of the variable displacement pump 11 decreases.

一方、前記圧力（ＰＬＳ＋Ｐｒｅｆ）が吐出圧力Ｐｄよりも高い場合、傾転切換弁１４は図中右側に切り換る。そして、傾転制御装置１３の左側のポートからタンク１５に作動油が抜け、傾転制御装置１３の制御棒が左側に移動する。これにより、可変容量形ポンプ１１のフィードバックレバー１２が反時計方向に動いて、可変容量形ポンプ１１の吐出量が増加する。   On the other hand, when the pressure (PLS + Pref) is higher than the discharge pressure Pd, the tilt switching valve 14 switches to the right side in the figure. Then, the hydraulic oil is discharged from the left port of the tilt control device 13 into the tank 15, and the control rod of the tilt control device 13 moves to the left side. Thereby, the feedback lever 12 of the variable displacement pump 11 moves counterclockwise, and the discharge amount of the variable displacement pump 11 increases.

このような傾転切換弁１４の動作により、ＰＬＳライン１８の最高負荷圧力ＰＬＳと可変容量形ポンプ１１から吐出される吐出圧力Ｐｄとの差は、常に所定の基準差圧Ｐｒｅｆに維持されている。   By such an operation of the tilt switching valve 14, the difference between the maximum load pressure PLS of the PLS line 18 and the discharge pressure Pd discharged from the variable displacement pump 11 is always maintained at a predetermined reference differential pressure Pref. .

（２）油圧制御装置
図１に示す流量制御システム１は、多連型の流量制御システムの一例であり油圧制御装置１００，２００を備える２連である。各油圧制御装置１００，２００の構成はほぼ同じであるが、油圧制御装置１００にのみ中間絞りが設けられて流量特性が変化するように構成されている。以下、油圧制御装置１００についてのみ説明する。油圧制御装置２００の主要な構成には、油圧制御装置１００の対応する構成の符号を２００番台に置き換えて付し、その詳細な説明は省略する。 (2) Hydraulic Control Device The flow rate control system 1 shown in FIG. 1 is an example of a multiple flow rate control system, and has two units including the hydraulic control devices 100 and 200. The configuration of each of the hydraulic control devices 100 and 200 is substantially the same, but an intermediate throttle is provided only in the hydraulic control device 100 so that the flow rate characteristic is changed. Only the hydraulic control device 100 will be described below. The main components of the hydraulic control apparatus 200 are denoted by replacing the reference numerals of the corresponding components of the hydraulic control apparatus 100 with numbers in the 200s, and detailed description thereof is omitted.

油圧制御装置１００は、スプール弁１０１と、圧力調整弁１１０（以下、「調整弁」という。）とを備えている。   The hydraulic control apparatus 100 includes a spool valve 101 and a pressure regulating valve 110 (hereinafter referred to as “regulating valve”).

スプール弁１０１は、そのスライド量に応じて可変オリフィス１０１ａ，１０１ｂを開き、ポンプポート１２０から供給される作動油をこれら可変オリフィス１０１ａ，１０１ｂを介して調整弁１１０に出力する。また、スプール弁１０１は、スライドの向き（図中左右）に応じて、調整弁１１０から出力される作動油をアクチュエータ１４０と接続されたポートＡ１又はポートＢ１に出力する。この作動油が出力されるポートＡ１又はＢ１に応じて、アクチュエータ１４０が伸縮駆動される。この例ではアクチュエータ１４０としてシリンダを示しているが、油圧モータ等でもよい。   The spool valve 101 opens the variable orifices 101a and 101b according to the sliding amount, and outputs the hydraulic oil supplied from the pump port 120 to the adjustment valve 110 through the variable orifices 101a and 101b. Further, the spool valve 101 outputs the hydraulic oil output from the adjustment valve 110 to the port A1 or the port B1 connected to the actuator 140 according to the direction of the slide (left and right in the figure). The actuator 140 is driven to expand and contract in accordance with the port A1 or B1 from which the hydraulic oil is output. In this example, a cylinder is shown as the actuator 140, but a hydraulic motor or the like may be used.

調整弁１１０は、コンペンセータ１０２と、切換弁１０３とを備えており、切換弁としての機能と、逆止弁としての機能とを具備している。   The regulating valve 110 includes a compensator 102 and a switching valve 103, and has a function as a switching valve and a function as a check valve.

コンペンセータ１０２は、２つのポートを備えており、２つの状態を切り換えることができる。切換弁１０３は、４つのポートを備えており、２つの状態を切り換えることができる。切換弁１０３は、コンペンセータ１０２に内蔵され、コンペンセータ１０２とは独立して作動する。   The compensator 102 has two ports and can switch between two states. The switching valve 103 has four ports and can switch between two states. The switching valve 103 is built in the compensator 102 and operates independently of the compensator 102.

コンペンセータ１０２は、この切換弁１０３の移動によってＰＬＳポート１８０から導かれる最高負荷圧力ＰＬＳと調整弁１１０に備えられたバネ１６５の弾性力Ｆにより加算される力とによる合計力（ＰＬＳ＋Ｆ／Ｓ；Ｆはバネの弾性力；Ｓは、油圧作用面の面積）、又は、切換弁１０３の移動によって第２流路１３１，１３２から導かれる圧力Ｐ３１と調整弁１１０に備えられたバネ１６５の弾性力Ｆにより加算される力とによる合計力（Ｐ３１＋Ｆ／Ｓ；Ｆはバネの弾性力；Ｓは、油圧作用面の面積）、のいずれか高い方の力によって絞り１５９を閉じる方向に移動する。このコンペンセータ１０２が移動することにより、絞り１５９（コンペンセート部）の開口面積が制御される。   The compensator 102 has a total force (PLS + F / S; F) of the maximum load pressure PLS guided from the PLS port 180 by the movement of the switching valve 103 and the force added by the elastic force F of the spring 165 provided in the adjustment valve 110. Is the elastic force of the spring; S is the area of the hydraulic acting surface), or the pressure P31 guided from the second flow paths 131 and 132 by the movement of the switching valve 103 and the elastic force F of the spring 165 provided in the regulating valve 110 The diaphragm 159 is moved in the closing direction by the higher force of the total force (P31 + F / S; F is the elastic force of the spring; S is the area of the hydraulic acting surface). By moving the compensator 102, the opening area of the diaphragm 159 (compensating portion) is controlled.

調整弁１１０の入口側の圧力Ｐ２１が前記合計力（ＰＬＳ＋Ｆ／Ｓ）よりも低い場合には、入力ポート１０２ａと出力ポート１０２ｂの間が閉じられる方向に力が作用する。その結果、開口面積が小さくなり、Ｐ２１＝（ＰＬＳ＋Ｆ／Ｓ）となるように制御される。すなわち、図において絞り１５９が絞られた状態となる。また、圧力Ｐ２１が前記合計力（ＰＬＳ＋Ｆ／Ｓ）よりも高い場合には、入力ポート１０２ａは、圧力Ｐ２１の値に応じて開口する絞り１５９を介して出力ポート１０２ｂと接続される。この時、絞り１５９の開きが大きくなり、Ｐ２１＝（Ｐ３１＋Ｆ／Ｓ）となる。   When the pressure P21 on the inlet side of the regulating valve 110 is lower than the total force (PLS + F / S), the force acts in a direction in which the gap between the input port 102a and the output port 102b is closed. As a result, the opening area is reduced, and control is performed so that P21 = (PLS + F / S). That is, in the figure, the diaphragm 159 is in a state of being narrowed. Further, when the pressure P21 is higher than the total force (PLS + F / S), the input port 102a is connected to the output port 102b via the throttle 159 that opens according to the value of the pressure P21. At this time, the opening of the diaphragm 159 becomes large, and P21 = (P31 + F / S).

一方、前記切換弁１０３は、ＰＬＳポート１８０から導かれる最高負荷圧力ＰＬＳと、前記コンペンセータ１０２の出力ポート１０２ｂから出力される作動油の圧力Ｐ３１との高低によって切り換る。   On the other hand, the switching valve 103 is switched according to the level of the maximum load pressure PLS guided from the PLS port 180 and the hydraulic oil pressure P31 output from the output port 102b of the compensator 102.

最高負荷圧力ＰＬＳが圧力Ｐ３１よりも高い場合、図の右側に切り換り、ＰＬＳポート１８０から最高負荷圧力ＰＬＳがコンペンセータ１０２の入力部１０２ｃ（圧力室）に供給される。一方、最高負荷圧力ＰＬＳが圧力Ｐ３１よりも低い場合、図の左側に切り換り、コンペンセータ１０２の入力部１０２ｃには、コンペンセータ１０２の出力ポート１０２ｂから圧力Ｐ３１が供給される。調整弁１１０に供給された作動油（圧力Ｐ２１）は、切換弁１０３を介して最高負荷圧力ＰＬＳポート１８０に供給される。   When the maximum load pressure PLS is higher than the pressure P31, switching is made to the right side of the figure, and the maximum load pressure PLS is supplied from the PLS port 180 to the input unit 102c (pressure chamber) of the compensator 102. On the other hand, when the maximum load pressure PLS is lower than the pressure P31, the left side of the figure is switched, and the pressure P31 is supplied to the input unit 102c of the compensator 102 from the output port 102b of the compensator 102. The hydraulic oil (pressure P21) supplied to the regulating valve 110 is supplied to the maximum load pressure PLS port 180 via the switching valve 103.

また、この切換弁１０３の切り換えと、前記コンペンセータ１０２の切り換えとにより、圧力Ｐ２１が高い場合には、この圧力Ｐ２１が減圧されて圧力Ｐ３１と同等の圧力となるように切り換えられる。これにより、流量制御システム１内の最高負荷圧力ＰＬＳが圧力Ｐ３１に更新され、圧力Ｐ３１が最高負荷圧力ＰＬＳとなる。   Further, when the pressure P21 is high due to the switching of the switching valve 103 and the switching of the compensator 102, the pressure P21 is reduced and switched to a pressure equivalent to the pressure P31. Thereby, the maximum load pressure PLS in the flow control system 1 is updated to the pressure P31, and the pressure P31 becomes the maximum load pressure PLS.

そして、この第１実施形態では、切換弁１０３から最高負荷圧力ＰＬＳポート１８０に連なる流路に中間絞り１４５が設けられている。したがって、この中間絞り１４５により、切換弁１０３からＰＬＳポート１８０へ流れる流量が制限されるように構成されている。図３に示す中間絞り１４５の径ｄは、圧力等の使用条件により適宜設定される。   In the first embodiment, an intermediate throttle 145 is provided in the flow path that continues from the switching valve 103 to the maximum load pressure PLS port 180. Therefore, the intermediate throttle 145 is configured to limit the flow rate flowing from the switching valve 103 to the PLS port 180. The diameter d of the intermediate diaphragm 145 shown in FIG. 3 is appropriately set depending on the use conditions such as pressure.

（３）油圧制御装置の具体的な構成
以下、油圧制御装置１００の具体的な構成、および機能について詳細に説明する。 (3) Specific Configuration of Hydraulic Control Device Hereinafter, a specific configuration and function of the hydraulic control device 100 will be described in detail.

図２に示すように、前記油圧制御装置１００の本体１０５には、スプール弁１０１と、このスプール弁１０１と交わる各流路１３０〜１３４と、ポンプポート１２０と、タンクポート１２１（図１）と、ＰＬＳポート１８０と、アクチュエータ１４０（図１）と連通されるポートＡ１，Ｂ１とが設けられている。そして、流路１３０〜１３２が交わる中央部に調整弁１１０が設けられている。   As shown in FIG. 2, the main body 105 of the hydraulic control device 100 includes a spool valve 101, flow paths 130 to 134 intersecting with the spool valve 101, a pump port 120, and a tank port 121 (FIG. 1). The PLS port 180 and ports A1 and B1 communicating with the actuator 140 (FIG. 1) are provided. And the adjustment valve 110 is provided in the center part where the flow paths 130-132 cross.

スプール弁１０１は、複数の小径部によって可変オリフィス１０１ａ，１０１ｂを形成している。スプール弁１０１が図中右側にスライドすることにより、ポンプポート１２０と流路１３０とが連通する。そして、スプール弁１０１のスライド量の増加に伴い可変オリフィス１０１ａ、１０１ｂの開度が大きくなり、多くの作動油が流れる。   The spool valve 101 forms variable orifices 101a and 101b by a plurality of small diameter portions. As the spool valve 101 slides to the right side in the figure, the pump port 120 and the flow path 130 communicate with each other. As the sliding amount of the spool valve 101 increases, the opening of the variable orifices 101a and 101b increases and a large amount of hydraulic oil flows.

また、スプール弁１０１が図の右側にスライドするのに伴って、流路１３１と流路１３３とが連通され、流路１３２と流路１３４とは遮断した状態が保たれる。このスプール弁１０１が図の左側にスライドすれば、スライドに伴って、流路１３２と流路１３４とが連通され、流路１３１と流路１３３とは遮断した状態が保たれる。   Further, as the spool valve 101 slides to the right side of the drawing, the flow path 131 and the flow path 133 are communicated, and the flow path 132 and the flow path 134 are kept in a blocked state. If the spool valve 101 slides to the left in the drawing, the flow path 132 and the flow path 134 are communicated with each other and the flow path 131 and the flow path 133 are kept in a closed state.

したがって、スプール弁１０１が図中左側にスライドした場合、ポンプポート１２０に供給された作動油は、流路１３０から流路１３２，１３４を介してポートＡ１に供給され、ポートＡ１からアクチュエータ１４０（図１）に供給される。このアクチュエータ１４０（図１）からポートＢ１に戻ってくる作動油は、流路１３３を介してタンクポート１２１（図１）に排出される。   Therefore, when the spool valve 101 slides to the left in the drawing, the hydraulic oil supplied to the pump port 120 is supplied from the flow path 130 to the port A1 via the flow paths 132 and 134, and from the port A1 to the actuator 140 (see FIG. 1). The hydraulic oil returning from the actuator 140 (FIG. 1) to the port B1 is discharged to the tank port 121 (FIG. 1) via the flow path 133.

逆に、スプール弁１０１が図中右側にスライドした場合、ポンプポート１２０に供給された作動油は、流路１３０から流路１３１，１３３、ポートＢ１を介してアクチュエータ１４０（図１）に供給される。アクチュエータ１４０（図１）からポートＡ１に戻ってくる作動油は、流路１３４を介してタンクポート１２１（図１）に排出される。   On the contrary, when the spool valve 101 slides to the right side in the figure, the hydraulic oil supplied to the pump port 120 is supplied from the flow path 130 to the actuator 140 (FIG. 1) via the flow paths 131 and 133 and the port B1. The The hydraulic fluid returning from the actuator 140 (FIG. 1) to the port A1 is discharged to the tank port 121 (FIG. 1) via the flow path 134.

前記本体１０５の調整弁１１０が設けられる位置には、図２に示すように、上部から、直径Ｄ１，深さＬ１の第１シリンダ部、直径Ｄ２，深さＬ２の第２シリンダ部および直径Ｄ３，深さＬ３の第３シリンダ部が同軸上に連続して形成されている。第１シリンダ部の側部に、前記ＰＬＳポート１８０が設けられている。第１シリンダ部から第２シリンダ部にかけての連結部は、テーパ状に加工されている。第２シリンダ部と第３シリンダ部の連結部には、段差が設けられている。第２シリンダ部の下部側面は、流路１３１および流路１３２と連通する開口部となっている。   As shown in FIG. 2, the main body 105 is provided with a first cylinder portion having a diameter D1, a depth L1, a second cylinder portion having a diameter D2, a depth L2, and a diameter D3, as shown in FIG. , A third cylinder portion having a depth L3 is continuously formed on the same axis. The PLS port 180 is provided on the side of the first cylinder part. The connecting portion from the first cylinder portion to the second cylinder portion is processed into a taper shape. A step is provided at the connecting portion between the second cylinder portion and the third cylinder portion. A lower side surface of the second cylinder part is an opening communicating with the flow channel 131 and the flow channel 132.

このようなシリンダ部で形成されたケーシング穴１０６には、本体１０５との間で調整弁１１０を収納するスリーブ１７０が設けられている。このスリーブ１７０は、下方が開口した直径Ｄ２と直径Ｄ１の２段で形成された略円筒状となっている。スリーブ１７０は、押え部１７０ａをボルト１７０ｂで本体１０５に固定することによって取り付けられている。   The casing hole 106 formed by such a cylinder portion is provided with a sleeve 170 that houses the adjustment valve 110 between the casing 105 and the casing hole 106. The sleeve 170 has a substantially cylindrical shape formed in two stages of a diameter D2 and a diameter D1 that are open at the bottom. The sleeve 170 is attached by fixing the pressing portion 170a to the main body 105 with a bolt 170b.

図示するように、スリーブ１７０と本体１０５との間の液密は、第１シリンダ部と本体１０５との間のシール１７３と第２シリンダ部と本体１０５との間のシール１７４とによって保たれている。また、スリーブ１７０には、貫通孔１７２（第２孔）が半径方向に設けられている。この貫通孔１７２は、前記シール１７３，１７４で液密とした間に設けられている。ＰＬＳポート１８０に他の連の最高負荷圧力ＰＬＳが供給された場合には、貫通孔１７２を通じてスリーブ１７０の内側へと導かれている。   As shown in the figure, the liquid tightness between the sleeve 170 and the main body 105 is maintained by a seal 173 between the first cylinder portion and the main body 105 and a seal 174 between the second cylinder portion and the main body 105. Yes. The sleeve 170 is provided with a through hole 172 (second hole) in the radial direction. The through-hole 172 is provided between the seals 173 and 174 that are liquid-tight. When another series of maximum load pressure PLS is supplied to the PLS port 180, the PLS port 180 is led to the inside of the sleeve 170 through the through hole 172.

そして、この実施形態では、貫通孔１７２に中間絞り１４５が設けられている。この実施形態の中間絞り１４５は、図３に示すように、貫通孔１７２の一部の径を小径にしたものである。このように貫通孔１７２の径を変化させて径ｄの中間絞り１４５を設ける構成とすることにより、容易にＰＬＳポート１８０と連なる流路に流量を絞る中間絞り１４５を設けることができる。この中間絞り１４５によって絞る量は、最高負荷圧力やアクチュエータの形式等の条件に応じて決める流量特性によって決定すればよい。この実施形態では、油圧制御装置１００にのみ中間絞り１４５が設けられているが、この中間絞り１４５は、特定の連のみに設けても複数の連に設けてもよい。   In this embodiment, an intermediate aperture 145 is provided in the through hole 172. As shown in FIG. 3, the intermediate diaphragm 145 of this embodiment has a part of the through-hole 172 having a small diameter. As described above, by providing the intermediate restrictor 145 having the diameter d by changing the diameter of the through hole 172, the intermediate restrictor 145 that easily restricts the flow rate can be provided in the flow path connected to the PLS port 180. The amount to be throttled by the intermediate throttle 145 may be determined by the flow rate characteristic determined according to conditions such as the maximum load pressure and the actuator type. In this embodiment, the intermediate throttle 145 is provided only in the hydraulic control device 100. However, the intermediate throttle 145 may be provided only in a specific station or a plurality of stations.

図２に示すように、前記スリーブ１７０に収納される調整弁１１０のコンペンセータ１０２は、直径Ｄ４の円柱状のピストンに形成されており、その下部に直径Ｄ３の絞り１５９を備えている。この絞り１５９は、流路１３０と流路１３１，１３２との連通面積を調整する縦長の開口で形成されている。この絞り１５９は、流路１３０（第１流路）に流れる作動油の圧力Ｐ２１と、ポンプポート１２０の圧力Ｐ１１との差が一定となるように、調整弁１１０が上下動することにより面積が変化して圧力を調整する。   As shown in FIG. 2, the compensator 102 of the regulating valve 110 housed in the sleeve 170 is formed as a cylindrical piston having a diameter D4, and has a throttle 159 having a diameter D3 at the lower part thereof. The restrictor 159 is formed by a vertically long opening that adjusts the communication area between the flow path 130 and the flow paths 131 and 132. The throttle 159 has an area that is increased when the adjustment valve 110 moves up and down so that the difference between the pressure P21 of the hydraulic oil flowing in the flow path 130 (first flow path) and the pressure P11 of the pump port 120 becomes constant. Change to adjust the pressure.

前記スリーブ１７０は、この調整弁１１０が内部に収納された状態で、調整弁１１０のコンペンセータ１０２上部とスリーブ１７０との間に圧力室１６４を形成できる大きさで形成されている。この圧力室１６４には、所定の弾性力を有するバネ１６５が設けられている。この圧力室１６４が、上述した入力部１０２ｃである。   The sleeve 170 is formed in such a size that a pressure chamber 164 can be formed between the upper portion of the compensator 102 of the adjustment valve 110 and the sleeve 170 in a state where the adjustment valve 110 is housed inside. The pressure chamber 164 is provided with a spring 165 having a predetermined elastic force. The pressure chamber 164 is the input unit 102c described above.

図４は図２のコンペンセータを詳細に示す図であり、(a) は正面図、(b) は側面図、(c) はＣ−Ｃ断面図、(d) はＤ−Ｄ断面図である。図５は図４に示すコンペンセータの構成を示す斜視図である。   4 is a diagram showing the compensator of FIG. 2 in detail, (a) is a front view, (b) is a side view, (c) is a CC sectional view, and (d) is a DD sectional view. . FIG. 5 is a perspective view showing the configuration of the compensator shown in FIG.

前記コンペンセータ１０２は、孔１５０、横孔１５１、連通溝１５２、孔１５４、孔１５６、小径部１５３、環状溝部１４９、係止部１５７を備えている。   The compensator 102 includes a hole 150, a lateral hole 151, a communication groove 152, a hole 154, a hole 156, a small diameter part 153, an annular groove part 149, and a locking part 157.

孔１５０は、孔１５４と交わり、頂部に形成される圧力室１６４（図２）と連通するように縦向きに設けられている。孔１５６は、孔１５４と交わり、流路１３０（図２）と連通するように縦向きに設けられている。孔１５４は、横孔１５１，孔１５０および孔１５６と交わるように横向きに設けられている。   The hole 150 intersects with the hole 154 and is provided vertically so as to communicate with the pressure chamber 164 (FIG. 2) formed at the top. The hole 156 intersects with the hole 154 and is provided vertically so as to communicate with the flow path 130 (FIG. 2). The hole 154 is provided sideways so as to intersect the horizontal hole 151, the hole 150, and the hole 156.

連通溝１５２は、小径部１５３と環状溝部１４９とを連通させるように所定の箇所に縦向きに設けられている。横孔１５１の外周は、環状溝部１４９に開口している。これにより、ＰＬＳポート１８０（図２）の最高負荷圧力ＰＬＳが、小径部１５３と連通溝１５２と環状溝部１４９とを介して横孔１５１から導かれる。   The communication groove 152 is provided vertically at a predetermined location so as to allow the small diameter portion 153 and the annular groove portion 149 to communicate with each other. The outer periphery of the horizontal hole 151 is open to the annular groove 149. Thereby, the maximum load pressure PLS of the PLS port 180 (FIG. 2) is guided from the lateral hole 151 through the small diameter portion 153, the communication groove 152, and the annular groove portion 149.

円柱状の小径部１５３は、図２に示すように、コンペンセータ１０２をスリーブ１７０に収納した状態で調整弁１１０が上下移動しても、スリーブ１７０の貫通孔１７２と常に連通する範囲に設けられている。   As shown in FIG. 2, the cylindrical small-diameter portion 153 is provided in a range that always communicates with the through-hole 172 of the sleeve 170 even when the adjustment valve 110 moves up and down with the compensator 102 stored in the sleeve 170. Yes.

前記係止部１５７は、環状の突起部であり、絞り１５９の上部に設けられている。係止部１５７は、図示するように上方に向けて直径が大きくなるテーパ面に加工されており、このテーパ面が図２に示すように、本体１０５の直径Ｄ３，深さＬ３の第３シリンダ部の上端角部（第２シリンダ部と第３シリンダ部との間の段差部分）に当接するように形成されている。   The locking portion 157 is an annular protrusion and is provided on the top of the aperture 159. The locking portion 157 is processed into a tapered surface whose diameter increases upward as shown in the figure, and this tapered surface is a third cylinder having a diameter D3 and a depth L3 of the main body 105 as shown in FIG. It is formed so that it may contact | abut on the upper end corner | angular part (step part between a 2nd cylinder part and a 3rd cylinder part) of a part.

また、コンペンセータ１０２は、図２に示すように、係止部１５７が第２シリンダ部と第３シリンダ部の段差部分に接している状態で、流路１３０と流路１３１，１３２との間を完全に閉塞するように構成されている。この状態で、前記孔１５４は、スリーブ１７０の下端よりも下側に下がらない位置に設けられている。なお、コンペンセータ１０２の側部には、切欠部１６０と流路１６１とが設けられている。この流路１６１が、図１に示す出力ポート１０２ｂから切換弁１０３に圧力Ｐ３１を出力する流路であり、流路１３２，流路１３１と孔１５４とを連通させている。   Further, as shown in FIG. 2, the compensator 102 has a gap between the flow path 130 and the flow paths 131 and 132 in a state where the locking portion 157 is in contact with the stepped portion of the second cylinder portion and the third cylinder portion. It is configured to be completely occluded. In this state, the hole 154 is provided at a position that does not fall below the lower end of the sleeve 170. Note that a cutout portion 160 and a flow path 161 are provided on the side portion of the compensator 102. The flow path 161 is a flow path for outputting the pressure P31 from the output port 102b shown in FIG. 1 to the switching valve 103, and the flow path 132, the flow path 131, and the hole 154 are communicated with each other.

この第１実施形態では、コンペンセータ１０２の下面の圧力Ｐ２１が作用する直径Ｄ３と、上面の圧力Ｐ３１又は最高負荷圧力ＰＬＳが作用する直径Ｄ４とを同径で形成している。   In the first embodiment, the diameter D3 on which the pressure P21 on the lower surface of the compensator 102 acts and the diameter D4 on which the pressure P31 on the upper surface or the maximum load pressure PLS acts are formed to have the same diameter.

図６は図５のコンペンセータに内蔵する切換弁のシャトルを示す斜視図である。シャトル１５５には、円柱状の小径部１５５ａと、この小径部１５５ａから一方に離れた所定位置の油圧バランス用油溝１５５ｂと、他方の端部の小径部１５５ｃとが設けられている。小径部１５５ａと小径部１５５ｃとの間に形成された大径部１５５ｄと他の大径部１５５ｅ，１５５ｆは、孔１５４に内蔵して摺動可能な径で形成されている。大径部１５５ｆは、以下、「頭部」ともいう。   6 is a perspective view showing a shuttle of a switching valve built in the compensator of FIG. The shuttle 155 is provided with a cylindrical small-diameter portion 155a, a hydraulic balance oil groove 155b at a predetermined position away from the small-diameter portion 155a, and a small-diameter portion 155c at the other end. The large-diameter portion 155d formed between the small-diameter portion 155a and the small-diameter portion 155c and the other large-diameter portions 155e and 155f are formed in a hole 154 so as to be slidable. Hereinafter, the large-diameter portion 155f is also referred to as a “head”.

前記大径部１５５ｅ，１５５ｆの位置および軸方向長さは、図２において、シャトル１５５が孔１５４の左側に移動したときに孔１５６と横孔１５１とが小径部１５５ａを介して連通し、シャトル１５５が孔１５４の右側に移動したときに孔１５６を遮断して横孔１５１と孔１５０とが小径部１５５ａを介して連通するように設定されている。小径部１５５ｃは、シャトル１５５が右端に移動したときに孔１５０と流路１６１（図４(c) ）との連通を塞ぐ軸方向長さで形成されている。   The positions and axial lengths of the large diameter portions 155e and 155f are shown in FIG. 2 when the shuttle 155 moves to the left side of the hole 154 and the hole 156 and the lateral hole 151 communicate with each other via the small diameter portion 155a. When 155 moves to the right side of the hole 154, the hole 156 is blocked, and the lateral hole 151 and the hole 150 are communicated with each other via the small diameter portion 155a. The small diameter portion 155c is formed with an axial length that blocks communication between the hole 150 and the flow path 161 (FIG. 4C) when the shuttle 155 moves to the right end.

シャトル１５５は、図２に示すように、孔１５４内に、液密な状態で左右に摺動可能なように内蔵され、このシャトル１５５がコンペンセータ１０２の孔１５４に内蔵された状態で摺動し、孔１５０、横孔１５１、孔１５４、孔１５６（第１孔）、流路１６１を連通／遮断することで、切換弁１０３として機能する。   As shown in FIG. 2, the shuttle 155 is built in the hole 154 so as to be slidable to the left and right in a liquid-tight state. The shuttle 155 is slid in a state of being built in the hole 154 of the compensator 102. The hole 150, the lateral hole 151, the hole 154, the hole 156 (first hole), and the flow path 161 are communicated / blocked to function as the switching valve 103.

また、図２に示すように、ＰＬＳポート１８０、小径部１７１、貫通孔１７２、小径部１５３、連通溝１５２、環状溝部１４９、横孔１５１を介して孔１５４に入力される作動油（この作動油の圧力は、最高負荷圧力ＰＬＳ）は、シャトル１５５の小径部１５５ａに作用する作動油と、環状溝部１４９から孔１５４の外端に入ってシャトル１５５の頭部（図の左側）に作用する作動油とになる。さらに、シャトル１５５には、孔１５６から圧力Ｐ２１の作動油が作用し、流路１６１から圧力Ｐ３１の作動油が作用している。したがって、これらの作動油の圧力バランスによって、シャトル１５５は移動する。つまり、図２において、シャトル１５５は、これら左右から作用する圧力の大小関係に応じてコンペンセータ１０２とは別に独立的に左右に移動する。   Further, as shown in FIG. 2, hydraulic oil (this operation) is input to the hole 154 through the PLS port 180, the small diameter portion 171, the through hole 172, the small diameter portion 153, the communication groove 152, the annular groove portion 149, and the lateral hole 151. The oil pressure is the maximum load pressure PLS) and the hydraulic oil acting on the small diameter portion 155a of the shuttle 155 and the outer end of the hole 154 through the annular groove 149 and acting on the head of the shuttle 155 (left side in the figure). It becomes hydraulic oil. Further, the hydraulic oil at the pressure P21 acts on the shuttle 155 from the hole 156, and the hydraulic oil at the pressure P31 acts from the channel 161. Therefore, the shuttle 155 moves due to the pressure balance of these hydraulic fluids. That is, in FIG. 2, the shuttle 155 moves to the left and right independently of the compensator 102 according to the magnitude relationship between the pressures acting from the left and right.

しかも、このように圧力差に応じて移動するシャトル１５５により、シャトル１５５が移動した時に、孔１５６が孔１５４と連通する開口面積を変化させて、孔１５６から孔１５４へ流れ込んで横孔１５１へと流れる作動油を減圧する減圧機能を切換弁１０３に持たせている。   In addition, when the shuttle 155 moves according to the pressure difference in this way, when the shuttle 155 moves, the opening area where the hole 156 communicates with the hole 154 is changed, and flows into the hole 154 from the hole 156 to the horizontal hole 151. The switching valve 103 is provided with a pressure reducing function for reducing the flowing hydraulic oil.

図２は、他の連が最高負荷圧力ＰＬＳの状態を示しており、ＰＬＳポート１８０から貫通孔１７２と、小径部１５３、連通溝１５２、環状溝部１４９を介して、孔１５４の図示する左側に最高負荷圧力ＰＬＳが作用しているので、シャトル１５５は図の右端に移動した状態となっている。なお、自連が最高負荷圧力ＰＬＳの場合には、最高負荷圧力ＰＬＳとなる流路１３２内の作動油（圧力はＰ３１）が、切欠部１６０、流路１６１を介して孔１５４の図示する右側に作用する。一方、孔１５６から孔１５４へ流れ込んで横孔１５１へと流れる作動油圧力を減圧し、最高負荷圧力となる自連の圧力Ｐ３１となるように孔１５６の開口面積を調整するようにシャトル１５５は図の左側に移動し、シャトルの両端の圧力が同じとなりシャトル１５５の位置がバランスする。このように、シャトル１５５は、軸方向に作用する圧力の大小関係に応じて、コンペンセータ１０２とは独立して左右に移動する。   FIG. 2 shows a state in which the other stations are at the maximum load pressure PLS. From the PLS port 180 through the through hole 172, the small diameter portion 153, the communication groove 152, and the annular groove portion 149, on the left side of the hole 154 shown in FIG. Since the maximum load pressure PLS is acting, the shuttle 155 is moved to the right end of the figure. When the self-run is the maximum load pressure PLS, the hydraulic oil (pressure P31) in the flow path 132 that becomes the maximum load pressure PLS is shown on the right side of the hole 154 in the drawing via the notch 160 and the flow path 161. Act on. On the other hand, the shuttle 155 is configured so as to reduce the hydraulic oil pressure flowing into the hole 154 from the hole 156 and flowing into the horizontal hole 151 and adjusting the opening area of the hole 156 so that the pressure P31 is the self-reliant pressure that is the maximum load pressure. Moving to the left side of the figure, the pressure at both ends of the shuttle becomes the same, and the position of the shuttle 155 is balanced. Thus, the shuttle 155 moves to the left and right independently of the compensator 102 in accordance with the magnitude relationship between the pressures acting in the axial direction.

また、このように圧力の大小関係に応じてシャトル１５５が移動することにより、スリーブ１７０の圧力室１６４には、横孔１５１から孔１５４と孔１５０とを介してＰＬＳポート１８０の圧力、又は流路１６１、孔１５４、孔１５０を介して流路１３１，１３２の圧力、の流量制御システム１内で最大の最高負荷圧力ＰＬＳが供給される。   In addition, as the shuttle 155 moves in accordance with the magnitude relationship of the pressure in this way, the pressure or flow of the PLS port 180 passes from the lateral hole 151 to the pressure chamber 164 through the hole 154 and the hole 150. The maximum maximum load pressure PLS is supplied in the flow rate control system 1 of the pressure of the flow paths 131 and 132 through the path 161, the hole 154, and the hole 150.

図２の場合は、ＰＬＳポート１８０の圧力が、横孔１５１と孔１５４と孔１５０とを介して圧力室１６４に作用している。したがって、この状態の調整弁１１０のコンペンセータ１０２には、最高負荷圧力ＰＬＳ×ＳＤ４（但し、ＳＤ４は、最高負荷圧力ＰＬＳが作用するコンペンセータ１０２の上面の直径Ｄ４の面積）に、この調整弁１１０の位置に応じて決まるバネ１６５の弾性力Ｆを加算した力（ＰＬＳ×ＳＤ４＋Ｆ）で下向きに付勢されている。この時、調整弁１１０のコンペンセータ１０２には、流路１３０に流れ込む作動油により、圧力Ｐ２１×ＳＤ３（但し、Ｐ２１は、流路１３０内の圧力。ＳＤ３は、圧力Ｐ２１が作用するコンペンセータ１０２の下面の直径Ｄ３の面積）で上向きに付勢されているが、コンペンセータ１０２の上面に作用する力の方が大きいため、係止部１５７が本体１０５と密着する下向きに押圧されて、圧力Ｐ２１×ＳＤ３の作用力とバランスするよう圧力Ｐ２１を調圧するため、絞り１５９が絞られた状態となっている。   In the case of FIG. 2, the pressure of the PLS port 180 acts on the pressure chamber 164 via the lateral hole 151, the hole 154, and the hole 150. Therefore, the compensator 102 of the regulating valve 110 in this state has the maximum load pressure PLS × SD4 (where SD4 is the area of the diameter D4 of the upper surface of the compensator 102 on which the maximum load pressure PLS acts). It is biased downward by a force (PLS × SD4 + F) obtained by adding the elastic force F of the spring 165 determined according to the position. At this time, the pressure P21 × SD3 (where P21 is the pressure in the flow path 130. SD3 is the lower surface of the compensator 102 to which the pressure P21 acts is applied to the compensator 102 of the regulating valve 110 by hydraulic oil flowing into the flow path 130. However, since the force acting on the upper surface of the compensator 102 is larger, the locking portion 157 is pressed downward to come into close contact with the main body 105, and the pressure P21 × SD3 In order to adjust the pressure P21 so as to balance with the acting force, the throttle 159 is in a narrowed state.

この調整弁１１０の逆止弁としての機能は、環状の係止部１５７が絞り１５９を閉じて本体１０５と密接することにより発揮される。つまり、流路１３０内の圧力が流路１３２および流路１３１の圧力より低下した場合、係止部１５７は、流路１３０と流路１３１および流路１３２との間を遮断するように本体１０５と密接し、流路１３１および流路１３２から流路１３０へ作動油が逆流するのを防止する逆止弁となる。この時、本体１０５の第２シリンダ部と第３シリンダ部との段差部分の角部が、係止部１５７に接する弁座として機能する。   The function of the adjustment valve 110 as a check valve is exhibited when the annular locking portion 157 closes the throttle 159 and comes into close contact with the main body 105. That is, when the pressure in the flow path 130 is lower than the pressure in the flow path 132 and the flow path 131, the locking portion 157 causes the main body 105 to block between the flow path 130 and the flow paths 131 and 132. And a check valve that prevents the hydraulic oil from flowing back from the flow path 131 and the flow path 132 to the flow path 130. At this time, the corner portion of the step portion between the second cylinder portion and the third cylinder portion of the main body 105 functions as a valve seat in contact with the locking portion 157.

（４）駆動例
図７は図２の構成において自連が最高負荷圧力の場合のコンペンセータと切換弁の状態を示す断面図であり、図８は図２の構成において他連が最高負荷圧力の場合のコンペンセータと切換弁の状態を示す断面図である。図９(a) は図２の構成における単独操作時の流量特性を示すグラフであり、(b) は複合操作時の流量特性を示すグラフである。図１０は図１に示す油圧制御装置の流量特性を説明するための油圧回路図である。図７に示す状態は、流路１３２内の圧力Ｐ３１がシステム１内の他の連の最高負荷圧力ＰＬＳよりも高い状態である。作動油の流れを矢印で示す。 (4) Driving Example FIG. 7 is a cross-sectional view showing the state of the compensator and the switching valve when the local station is at the maximum load pressure in the configuration of FIG. 2, and FIG. It is sectional drawing which shows the state of the compensator and switching valve in a case. FIG. 9 (a) is a graph showing the flow characteristics during single operation in the configuration of FIG. 2, and (b) is a graph showing the flow characteristics during combined operation. FIG. 10 is a hydraulic circuit diagram for explaining the flow rate characteristics of the hydraulic control apparatus shown in FIG. The state shown in FIG. 7 is a state in which the pressure P31 in the flow path 132 is higher than the maximum load pressure PLS of other stations in the system 1. The flow of hydraulic oil is indicated by arrows.

図７は自連が最高負荷圧力であるため、ポンプポートと連通する流路１３０から供給される作動油の圧力Ｐ２１はＰＬＳポート１８０の圧力よりも高いので、アクチュエータと連通する流路１３２内の作動油（この状態での作動油の圧力はＰ２１＝Ｐ３１＋Ｆ／Ｓ（但し、Ｆは、バネ力、Ｓは、π／４・Ｄ４2 ）となる。）が切欠部１６０、流路１６１を介して孔１５４に導かれ、シャトル１５５は、図示するように左側に所定量移動させられる。図ではシャトル１５５が中間位置の例を示しているが、このシャトル１５５は、孔１５６から孔１５４へ流れ込んで横孔１５１へと流れる作動油圧力を減圧し、最高負荷圧力となる自連の圧力Ｐ３１となるように孔１５６の開口面積を調整するようにバランスする位置となる。この時、孔１５６から孔１５４を介して横孔１５１へ流れる流路１３０内の作動油（この作動油の圧力はＰ２１）は、孔１５６と横孔１５１とが連通する部分の面積変化に応じて減圧されながら流れるように調整される。図示する状態では、圧力室１６４に圧力Ｐ２１（Ｐ３１）の作動油が導かれている。 In FIG. 7, since the self-communication is the maximum load pressure, the pressure P21 of the hydraulic oil supplied from the flow path 130 communicating with the pump port is higher than the pressure of the PLS port 180. The hydraulic oil (the pressure of the hydraulic oil in this state is P21 = P31 + F / S (where F is the spring force and S is π / 4 · D4 2 )) through the notch 160 and the flow path 161. Then, the shuttle 155 is moved to the left by a predetermined amount as shown in the drawing. In the figure, the shuttle 155 shows an example of an intermediate position, but this shuttle 155 reduces the hydraulic oil pressure that flows from the hole 156 into the hole 154 and flows into the lateral hole 151, and is a self-contained pressure that becomes the maximum load pressure. The position is balanced so that the opening area of the hole 156 is adjusted to be P31. At this time, the hydraulic oil in the flow path 130 flowing from the hole 156 to the horizontal hole 151 via the hole 154 (the pressure of this hydraulic oil is P21) depends on the area change of the portion where the hole 156 and the horizontal hole 151 communicate with each other. The flow is adjusted so that the pressure is reduced. In the state shown in the drawing, hydraulic oil having a pressure P21 (P31) is introduced into the pressure chamber 164.

つまり、この孔１５６から孔１５４に作動油が流れる時の圧力Ｐ２１の減圧は、孔１５６と孔１５４とが連通した状態で、シャトル１５５の小径部１５５ａが孔１５０と横孔１５１とを連通させないように設定されており、小径部１５５ａの圧力がシャトル右端と同面積のシャトル左端に導かれているため、シャトル１５５の小径部１５５ａに孔１５６から導かれる圧力Ｐ２１がシャトル右側に導かれる圧力Ｐ３１と同等の圧力となるように減圧される。この圧力がＰＬＳ（＝Ｐ３１）となる。この圧力調整は、シャトル１５５が、このシャトル１５５に働く力がバランスするように移動することによって行われる。   That is, when the hydraulic oil flows from the hole 156 to the hole 154, the pressure P21 is reduced so that the small-diameter portion 155a of the shuttle 155 does not connect the hole 150 and the lateral hole 151 with the hole 156 and the hole 154 communicating with each other. Since the pressure of the small diameter portion 155a is guided to the shuttle left end having the same area as the shuttle right end, the pressure P21 guided from the hole 156 to the small diameter portion 155a of the shuttle 155 is guided to the right side of the shuttle P31. The pressure is reduced to a pressure equivalent to This pressure becomes PLS (= P31). This pressure adjustment is performed by the shuttle 155 moving so that the forces acting on the shuttle 155 are balanced.

そして、この孔１５６からシャトル１５５の小径部１５５ａに流れ込む作動油は、大径部１５５ｅによって流量が絞られながら孔１５４に流れ込み、小径部１５５ａから横孔１５１と連通溝１５２と小径部１５３とを介して貫通孔１７２からＰＬＳポート１８０に供給される。これにより、流量制御システム１の最高負荷圧力ＰＬＳが圧力Ｐ３１に更新される。図１に示すように、このＰＬＳポート１８０に供給された作動油は、ＰＬＳライン１８から他の連のＰＬＳポート２８０へ最高負荷圧力ＰＬＳとして作用する作動油と、ブリードオリフィス２１を経て排油ライン５１に流出する作動油となり、このブリードオリフィス２１へ流れた作動油は、排油ライン５１に流出する際に圧力が減圧される。このＰＬＳライン１８に流れる作動油の圧力により、傾転切換弁１４が傾転制御装置１３を制御して可変容量形ポンプ１１の吐出圧が調整される。   Then, the hydraulic oil flowing into the small diameter portion 155a of the shuttle 155 from the hole 156 flows into the hole 154 while the flow rate is reduced by the large diameter portion 155e, and the horizontal hole 151, the communication groove 152, and the small diameter portion 153 are connected from the small diameter portion 155a. And supplied to the PLS port 180 from the through hole 172. Thereby, the maximum load pressure PLS of the flow control system 1 is updated to the pressure P31. As shown in FIG. 1, the hydraulic oil supplied to the PLS port 180 is discharged from the PLS line 18 to the other series of PLS ports 280 as a maximum load pressure PLS and the bleed orifice 21. The hydraulic oil that has flowed out to 51 and has flowed into the bleed orifice 21 is reduced in pressure when it flows into the oil discharge line 51. The tilt switching valve 14 controls the tilt control device 13 by the pressure of the hydraulic oil flowing through the PLS line 18 to adjust the discharge pressure of the variable displacement pump 11.

しかも、この第１実施形態によれば、図７に示すように、ＰＬＳポート１８０へ流れる流路となる貫通孔１７２に設けられた中間絞り１４５によって圧力Ｐ３１を減圧して、ＰＬＳポート１８０へ供給することができる。この中間絞り１４５を設けることにより、負荷圧が高くなるほど、中間絞り後に出力されるＰＬＳ圧が負荷圧より低くなるので、制御されるポンプ圧力も相対的に低くなり、メータリング部の差圧が小さくなり、負荷圧上昇に伴って流量がより減少するような流量特性とすることができる。   Moreover, according to the first embodiment, as shown in FIG. 7, the pressure P31 is reduced by the intermediate restrictor 145 provided in the through hole 172 serving as a flow path to the PLS port 180 and supplied to the PLS port 180. can do. By providing this intermediate throttle 145, the higher the load pressure, the lower the PLS pressure output after the intermediate throttle, so that the pump pressure to be controlled is relatively low, and the differential pressure in the metering section is reduced. The flow rate characteristic can be reduced so that the flow rate is further reduced as the load pressure increases.

この流量特性を図１０に示す油圧回路図と数式を用いて具体的に説明する。図１０に示すように、上述した図１の油圧制御装置１００における各圧力と流量を油圧回路図で示すと、ポンプ１１から吐出される吐出圧力Ｐｄの作動油は、可変オリフィス１０１ａ，１０１ｂの開口面積Ａ１によって流量Ｑ１となってアクチュエータ１４０に供給される。このアクチュエータ１４０からは作動油に負荷圧ＰＬが作用しており、ＰＬＳポート１８０へ負荷圧ＰＬより導かれる圧力は、下流絞り２１の断面積Ａ２１と中間絞り１４５の断面積Ａ１４５によって減圧される。このＰＬＳポート１８０へ流れた作動油は、傾転制御装置１３を制御するＰＬＳ圧となるとともに、ブリードオリフィス２１の断面積Ａ２１から流量Ｑ２１となって排油タンク１６に戻される。   This flow rate characteristic will be specifically described with reference to a hydraulic circuit diagram and a mathematical formula shown in FIG. As shown in FIG. 10, when each pressure and flow rate in the hydraulic control device 100 of FIG. 1 described above is shown in a hydraulic circuit diagram, the hydraulic oil at the discharge pressure Pd discharged from the pump 11 is the opening of the variable orifices 101 a and 101 b. The flow rate Q1 is supplied to the actuator 140 by the area A1. A load pressure PL acts on the hydraulic fluid from the actuator 140, and the pressure guided from the load pressure PL to the PLS port 180 is reduced by the cross-sectional area A 21 of the downstream throttle 21 and the cross-sectional area A 145 of the intermediate throttle 145. The hydraulic oil that has flowed to the PLS port 180 becomes a PLS pressure that controls the tilt control device 13 and is returned from the cross-sectional area A21 of the bleed orifice 21 to the oil discharge tank 16 at a flow rate Q21.

一般的なロードセンシング機能では、負荷圧ＰＬよりも常にある基準差圧Ｐｒｅｆだけポンプ圧力Ｐｄが高くなるようにポンプ１１の流量Ｑ１を制御している。この実施形態では、制御のための負荷圧信号圧として負荷圧ＰＬではなく、中間絞り１４５で減圧された圧力ＰＬＳを利用しているので、ポンプ１１の吐出圧Ｐｄと、アクチュエータ１４０の負荷圧ＰＬと、最高負荷圧力ＰＬＳとの関係から、次の数式１，２が成立する。なお、以下の数式では、一般に知られる流量式における流量係数を含む値を比例定数Ｃとしている。   In a general load sensing function, the flow rate Q1 of the pump 11 is controlled such that the pump pressure Pd is always higher than the load pressure PL by a certain reference differential pressure Pref. In this embodiment, not the load pressure PL but the pressure PLS decompressed by the intermediate throttle 145 is used as the load pressure signal pressure for control. Therefore, the discharge pressure Pd of the pump 11 and the load pressure PL of the actuator 140 are used. And the following formulas 1 and 2 are established from the relationship with the maximum load pressure PLS. In the following formula, a value including a flow coefficient in a generally known flow rate formula is set as a proportional constant C.

Figure 2005140253
Figure 2005140253

Figure 2005140253
Figure 2005140253

また、図１０における負荷圧力Ｐｄと信号圧力ＰＬＳとの関係を２つの絞りの面積との関係で表すと、数式３となる。   Also, when the relationship between the load pressure Pd and the signal pressure PLS in FIG.

Figure 2005140253
Figure 2005140253

そして、前記数式２と数式３とを用いて数式１を負荷圧ＰＬで表すと、数式４となる。   When Expression 1 is expressed by the load pressure PL using Expression 2 and Expression 3, Expression 4 is obtained.

Figure 2005140253
Figure 2005140253

この数式４から、可変オリフィス１０１ａ，１０１ｂを介して供給される作動油の流量Ｑ１は、負荷圧ＰＬが上昇するのに伴って基準差圧Ｐｒｅｆがより小さくなって減少するような関係が分かる。   From Equation 4, it can be seen that the flow rate Q1 of the hydraulic oil supplied through the variable orifices 101a and 101b is such that the reference differential pressure Pref becomes smaller and decreases as the load pressure PL increases.

なお、従来の構成では中間絞り１４５が無いため、断面積は「Ａ１４５＞＞Ａ２１」の関係であるため「Ａ２１2 ／Ａ１４５2 ＋Ａ２１2 ＝０」となって、数式５で示すように流量Ｑ１は負荷圧に依存せず一定値となる。 Since there is no intermediate restriction 145 in the conventional configuration, the cross-sectional area is “A145 >> A21”, so “A21 2 / A145 2 + A21 2 = 0”, and the flow rate Q1 as shown in Equation 5 is obtained. Is a constant value independent of the load pressure.

Figure 2005140253
Figure 2005140253

したがって、切換弁１０３からＰＬＳポート１８０に連なる流路に設けた中間絞り１４５により、ＰＬＳポート１８０へ流れる作動油を負荷圧力の上昇に伴ってより減圧するので、これにより、負荷圧力が上昇すれば、図９(a) に実線で示すように、負荷圧力の上昇に伴って負荷への流量が減少するような流量特性を持たせることができる。図９(a) の一点鎖線は、従来の流量一定となった特性である。   Therefore, since the hydraulic oil flowing to the PLS port 180 is further reduced as the load pressure increases by the intermediate throttle 145 provided in the flow path connected to the PLS port 180 from the switching valve 103, if the load pressure increases thereby As shown by the solid line in FIG. 9 (a), it is possible to provide a flow rate characteristic such that the flow rate to the load decreases as the load pressure increases. The dashed-dotted line in FIG. 9 (a) is the conventional characteristic in which the flow rate is constant.

つまり、特定の連が負荷圧に依存して絞り１５９による制御量が制限される負荷圧依存型コンペンセータの機能を有することとなり、安定したロードセンシング機能を備えた流量制御システム１を構築することができる。   That is, a specific series has a function of a load pressure-dependent compensator in which the control amount by the throttle 159 is limited depending on the load pressure, and the flow control system 1 having a stable load sensing function can be constructed. it can.

なお、多連型の流量制御システム１においては複数の油圧制御装置１００が複合動作しており、中間絞り１４５を設けていない他連が最高負荷圧力の場合には図９(b) の点線より左部分に示すように、負荷圧が上昇しても流量が減少するような流量特性とはならず一定の流量特性となるが、中間絞り１４５を設けた自連が最高負荷圧力となったら、図９(b) の点線より右部分に示すように、負荷圧の上昇に伴って流量が減少するような流量特性となり、負荷圧力の上昇に伴って負荷への流量が減少するような流量特性とすることができる。   In the multiple flow rate control system 1, when a plurality of hydraulic control devices 100 are operating in combination and the other station without the intermediate throttle 145 is at the maximum load pressure, the dotted line in FIG. As shown in the left part, even if the load pressure increases, the flow rate does not decrease and the flow rate does not decrease, but the flow rate is constant, but when the self-operating unit provided with the intermediate throttle 145 reaches the maximum load pressure, As shown in the right part of the dotted line in FIG. 9 (b), the flow rate characteristic is such that the flow rate decreases as the load pressure increases, and the flow rate characteristic decreases as the load pressure increases. It can be.

図８に示す状態は、システム１内の他の連の最高負荷圧力ＰＬＳが流路１３２内の圧力Ｐ３１よりも高い状態である。作動油の流れを矢印で示す。   The state shown in FIG. 8 is a state in which the maximum load pressure PLS of another series in the system 1 is higher than the pressure P31 in the flow path 132. The flow of hydraulic oil is indicated by arrows.

この状態では、他連が最高負荷圧力であるため、ＰＬＳポート１８０から最高負荷圧力ＰＬＳが、貫通孔１７２と小径部１５３と連通溝１５２とを介して孔１５４に導かれ、シャトル１５５は、図示するように右側に移動する。この時、孔１５６はシャトル１５５によって閉じられており，ＰＬＳポート１８０を介して供給される作動油（この作動油の圧力は最高負荷圧力ＰＬＳ）が、横孔１５１からシャトル１５５の小径部１５５ａが位置する孔１５４内に導かれ、孔１５０から圧力室１６４へと導かれる。   In this state, since the other stations have the highest load pressure, the maximum load pressure PLS is guided from the PLS port 180 to the hole 154 through the through hole 172, the small diameter portion 153, and the communication groove 152, and the shuttle 155 is shown in the figure. Move to the right as you do. At this time, the hole 156 is closed by the shuttle 155, and the hydraulic oil supplied through the PLS port 180 (the pressure of this hydraulic oil is the maximum load pressure PLS) is reduced from the lateral hole 151 to the small diameter portion 155a of the shuttle 155. It is guided into the hole 154 located, and is guided from the hole 150 to the pressure chamber 164.

この場合、調整弁１１０のコンペンセータ１０２は、実際には、流路１３０内の圧力Ｐ２１の大きさに応じた分だけ絞り１５９の開口量を調整するように上昇している。すなわち、コンペンセータ１０２が圧力室１６４内に作用する作動油の圧力ＰＬＳとバネ１６５のバネ力を合わせた力と、流路１３０に供給される作動油の圧力Ｐ２１とがバランスする位置となるように、絞り１５９の開口量が調整される。つまり、図示するように、係止部１５７が本体１０５から所定量上昇して、流路１３０から流路１３１へ絞られた作動油が供給される状態となる。   In this case, the compensator 102 of the adjustment valve 110 is actually raised so as to adjust the opening amount of the throttle 159 by an amount corresponding to the magnitude of the pressure P21 in the flow path 130. In other words, the compensator 102 is positioned so that the hydraulic oil pressure PLS acting in the pressure chamber 164 and the spring force of the spring 165 are balanced with the hydraulic oil pressure P21 supplied to the flow path 130. The opening amount of the diaphragm 159 is adjusted. That is, as shown in the drawing, the locking portion 157 rises from the main body 105 by a predetermined amount, and the hydraulic oil that has been throttled from the flow path 130 to the flow path 131 is supplied.

さらに、このような油圧制御装置１００を用いることにより、絞り１５９による圧力調整動作とは独立して、調整弁１１０に設けた切換弁１０３によって常時最高負荷圧力ＰＬＳの調節を行うことができ、圧力制御装置１００の小型化を図ることができる。   Furthermore, by using such a hydraulic control device 100, the maximum load pressure PLS can be constantly adjusted by the switching valve 103 provided in the adjustment valve 110 independently of the pressure adjustment operation by the throttle 159. The control device 100 can be downsized.

しかも、この油圧制御装置１００によれば、最高負荷圧連については、中間絞り１４５によって、負荷圧力が上昇するほど負荷への流量が減少するような流量特性を持たせることができるので、負荷流量を少なくしたい高圧になるほどポンプ圧力と負荷圧との差圧を小さく制御することができ、油圧制御装置１００の圧力変動時の流量変動を小さくでき、系の安定化を図ることができる。この油圧制御装置１００を設ける連は、単独でも複数でもよい。   In addition, according to the hydraulic control apparatus 100, the maximum throttle pressure can be provided by the intermediate throttle 145 so that the flow rate to the load decreases as the load pressure increases. The pressure difference between the pump pressure and the load pressure can be controlled to be smaller as the pressure becomes higher, and the flow rate fluctuation at the time of pressure fluctuation of the hydraulic control device 100 can be reduced, and the system can be stabilized. The series provided with the hydraulic control device 100 may be single or plural.

特に、前記油圧制御装置１００を旋回モータの連に用いると、旋回モータのリリーフ弁から逃がす流量を小さくできるので、安定化と合せて省エネルギ化を実現することができる。   In particular, when the hydraulic control device 100 is used in a series of swing motors, the flow rate released from the relief valve of the swing motor can be reduced, so that energy saving can be realized together with stabilization.

なお、このように構成された油圧制御装置１００によれば、負荷の変動や、ポンプ流量の変動、中立からのインチング動作に対して、シリンダを用いて負荷を制御する機械（例えば、油圧ショベルのバケット。）での寸落（一定範囲の急激な下降）を防止することができる。これにより、ロードセンシング機能の安定性を向上させることができる。
（Ｂ）第２実施形態
図１１は本願発明の第２実施形態に係る油圧制御装置を使用した多連型の流量制御システムを示す系統図である。図１２は図１１に示す油圧制御装置の切換弁部分を拡大した系統図である。図１３は図１１に示す油圧制御装置の要部を示す断面図である。 According to the hydraulic control apparatus 100 configured as described above, a machine that controls a load using a cylinder (for example, a hydraulic excavator) with respect to load fluctuations, pump flow fluctuations, and neutral inching operations. Can be prevented from dropping in the bucket. Thereby, the stability of the load sensing function can be improved.
(B) Second Embodiment FIG. 11 is a system diagram showing a multiple flow rate control system using a hydraulic control apparatus according to a second embodiment of the present invention. FIG. 12 is an enlarged system diagram of the switching valve portion of the hydraulic control device shown in FIG. FIG. 13 is a cross-sectional view showing a main part of the hydraulic control device shown in FIG.

この第２実施形態も、上述した第１実施形態と同様に、多連型の流量制御システムに使用される油圧制御装置の一例として２連を例にしている。この実施形態でも、図示する左側の油圧制御装置３００のみが流量特性を変更されている。この第２実施形態における油圧制御装置の可変容量形ポンプ制御部によるロードセンシング機能等は、上述した第１実施形態の流量制御システム１と同一であるため、上述した第１実施形態と同一の構成には同一の符号を付して、その詳細な説明は省略する。また、この第２実施形態において、上述した油圧制御装置１００に対応する構成には、符号を３００番台に置き換えて付し、その詳細な説明は省略する。   Similarly to the first embodiment described above, the second embodiment also uses two stations as an example of a hydraulic control device used in a multiple flow control system. Also in this embodiment, only the left hydraulic control device 300 shown in the figure has the flow characteristics changed. Since the load sensing function and the like by the variable displacement pump control unit of the hydraulic control device in the second embodiment are the same as the flow control system 1 of the first embodiment described above, the same configuration as that of the first embodiment described above. Are denoted by the same reference numerals, and detailed description thereof is omitted. Further, in the second embodiment, the components corresponding to the hydraulic control device 100 described above are denoted by replacing the reference numerals with the 300s, and the detailed description thereof is omitted.

（１）可変容量形ポンプ制御部によるロードセンシング機能
図１１に示す系統図において、図の左側に示す第２実施形態に係る油圧制御装置３００以外は、上述した第１実施形態の図１に示す構成と同一である。そのため、油圧制御装置３００以外の構成については、上述した第１実施形態における「（１）可変容量形ポンプ制御部によるロードセンシング機能」と同一の符号を付して、その詳細な説明は省略する。なお、この第２実施形態では油圧制御装置３００が第１実施形態と異なるので、全体を流量制御システム２とする。 (1) Load sensing function by variable displacement pump control unit In the system diagram shown in FIG. 11, except for the hydraulic control device 300 according to the second embodiment shown on the left side of the figure, it is shown in FIG. 1 of the first embodiment described above. The configuration is the same. Therefore, components other than the hydraulic control device 300 are denoted by the same reference numerals as those in “(1) Load sensing function by the variable displacement pump control unit” in the first embodiment, and detailed description thereof is omitted. . In the second embodiment, since the hydraulic control device 300 is different from that of the first embodiment, the entire flow control system 2 is used.

（２）油圧制御装置
図１１に示す流量制御システム２は、油圧制御装置３００，２００を備える。各油圧制御装置３００，２００の構成はほぼ同じであるが、油圧制御装置３００は、切換弁と流路に関する構成が、上述した図１に示す油圧制御装置１００とは異なっている。 (2) Hydraulic Control Device A flow control system 2 shown in FIG. 11 includes hydraulic control devices 300 and 200. The configurations of the hydraulic control devices 300 and 200 are substantially the same, but the hydraulic control device 300 is different from the hydraulic control device 100 shown in FIG.

図１１に示すスプール弁３０１の機能は、上述した第１実施形態における「（２）油圧制御装置」と同一であるため、その詳細な説明は省略する。   The function of the spool valve 301 shown in FIG. 11 is the same as “(2) Hydraulic control device” in the first embodiment described above, and a detailed description thereof will be omitted.

図１１に示すように、油圧制御装置３００に備えられた圧力調整弁（以下、「調整弁」）３１０は、コンペンセータ３０２と切換弁３０３とを備えており、切換弁としての機能と逆止弁としての機能とを具備している。   As shown in FIG. 11, a pressure regulating valve (hereinafter referred to as “regulating valve”) 310 provided in the hydraulic control device 300 includes a compensator 302 and a switching valve 303, and functions as a switching valve and a check valve. As a function.

コンペンセータ３０２は、２つのポートを備えており、２つの状態を切り換えることができる。切換弁３０３は、４つのポートを備えており、２つの状態を切り換えることができる。切換弁３０３は、コンペンセータ３０２に内蔵され、コンペンセータ３０２とは別に独立して作動する。   The compensator 302 has two ports and can switch between two states. The switching valve 303 has four ports and can switch between two states. The switching valve 303 is built in the compensator 302 and operates independently of the compensator 302.

コンペンセータ３０２は、この切換弁３０３の移動によってＰＬＳポート３８０から導かれる最高負荷圧力ＰＬＳと調整弁３１０に備えられたバネ３６５の弾性力Ｆにより加算される力とによる合計力（ＰＬＳ＋Ｆ／Ｓ；Ｆはバネの弾性力；Ｓは、油圧作用面の面積）、又は、切換弁３０３の移動によって第２流路３３１，３３２から導かれる圧力Ｐ３３と調整弁３１０に備えられたバネ３６５の弾性力Ｆにより加算される力とによる合計力（Ｐ３３＋Ｆ／Ｓ；Ｆはバネの弾性力；Ｓは、油圧作用面の面積）、のいずれか高い方の力によって絞り３５９を閉じる方向に移動する。このコンペンセータ３０２が移動することにより、絞り３５９（コンペンセート部）の開口面積が制御される。   The compensator 302 has a total force (PLS + F / S; F) obtained by adding the maximum load pressure PLS guided from the PLS port 380 by the movement of the switching valve 303 and the elastic force F of the spring 365 provided in the adjustment valve 310. Is the elastic force of the spring; S is the area of the hydraulic acting surface), or the pressure P33 guided from the second flow paths 331 and 332 by the movement of the switching valve 303 and the elastic force F of the spring 365 provided in the adjustment valve 310 The diaphragm 359 is moved in the closing direction by the higher one of the total force (P33 + F / S; F is the elastic force of the spring; S is the area of the hydraulic acting surface). By moving the compensator 302, the opening area of the diaphragm 359 (compensating portion) is controlled.

調整弁３１０の入口側の圧力Ｐ２３が前記合計力（ＰＬＳ＋Ｆ／Ｓ）よりも低い場合には、入力ポート３０２ａと出力ポート３０２ｂの間が閉じられる方向に力が作用する。その結果、開口面積が小さくなり、Ｐ２３＝（ＰＬＳ＋Ｆ／Ｓ）となるように制御される。すなわち、図において絞り３５９が絞られた状態となる。また、圧力Ｐ２３が前記合計力（ＰＬＳ＋Ｆ／Ｓ）よりも高い場合には、入力ポート３０２ａは、圧力Ｐ２３の値に応じて開口する絞り３５９を介して出力ポート３０２ｂと接続される。この時、絞り３５９の開きが大きくなり、Ｐ２３＝（Ｐ３３＋Ｆ／Ｓ）となる。   When the pressure P23 on the inlet side of the regulating valve 310 is lower than the total force (PLS + F / S), the force acts in the direction in which the gap between the input port 302a and the output port 302b is closed. As a result, the opening area is reduced, and control is performed so that P23 = (PLS + F / S). That is, in the drawing, the diaphragm 359 is in a narrowed state. On the other hand, when the pressure P23 is higher than the total force (PLS + F / S), the input port 302a is connected to the output port 302b via a throttle 359 that opens according to the value of the pressure P23. At this time, the opening of the aperture 359 becomes large, and P23 = (P33 + F / S).

一方、前記切換弁３０３は、ＰＬＳポート３８０から導かれる他連の最高負荷圧力ＰＬＳと、前記コンペンセータ３０２の出力ポート３０２ｂから出力される作動油の圧力Ｐ３３との高低によって切り換る。この場合、圧力Ｐ３３がシステムの最高圧ＰＬＳとなって入力部２０に導かれる。   On the other hand, the switching valve 303 is switched according to the level of the other maximum load pressure PLS guided from the PLS port 380 and the hydraulic oil pressure P33 output from the output port 302b of the compensator 302. In this case, the pressure P33 becomes the maximum pressure PLS of the system and is led to the input unit 20.

そして、図１２に示すように、この第２実施形態では、切換弁３０３のシャトル３５５を軸方向に移動させる受圧面積を異ならせている。図示する例では、切換弁３０３の流路３３１，３３２（図１１）側の圧力Ｐ３３が作用する図の左側が［１］であるのに対して、ＰＬＳポート３８０の最高負荷圧力ＰＬＳが作用する図の右側を［１．０５］としている。つまり、ＰＬＳポート３８０側の受圧面積が大きくなるような［１：１．０５］の受圧面積差を持たせている。   And in this 2nd Embodiment, as shown in FIG. 12, the pressure receiving area which moves the shuttle 355 of the switching valve 303 to an axial direction is varied. In the example shown in the figure, the left side of the figure where the pressure P33 on the flow path 331, 332 (FIG. 11) side of the switching valve 303 acts is [1], whereas the maximum load pressure PLS of the PLS port 380 acts. The right side of the figure is [1.05]. That is, the pressure receiving area difference of [1: 1.05] is set so that the pressure receiving area on the PLS port 380 side is increased.

このような受圧面積差とすることにより、切換弁３０３の動作条件を、［ＰＬＳポート３８０の出力圧×１．０５＝負荷圧×１．０］とすることができる。つまり、［ＰＬＳポート３８０の出力圧＝１．０／１．０５×負荷圧］としている。ここで、負荷圧は、圧力Ｐ２３側の圧力からバネ３６５（図１１）の弾性力Ｆを減算した力となる（＝圧力Ｐ３３）。このような動作条件とすることにより、受圧面積差とバネの弾性力とが一定（実際には撓みによって変動するが、一定と仮定する）であるので、負荷圧が上昇するのに伴って出力圧の減少分が増えるような流量特性を持たせることができる。この実施形態の受圧面積差は一例であり、後述するように、負荷圧力の上昇に伴って流量が減少するような条件を満足するように、使用条件等に応じて設定すればよい。   By setting such a pressure receiving area difference, the operating condition of the switching valve 303 can be [output pressure of PLS port 380 × 1.05 = load pressure × 1.0]. In other words, [output pressure of PLS port 380 = 1.0 / 1.05 × load pressure]. Here, the load pressure is a force obtained by subtracting the elastic force F of the spring 365 (FIG. 11) from the pressure on the pressure P23 side (= pressure P33). By setting such an operating condition, the pressure receiving area difference and the elastic force of the spring are constant (actually fluctuates due to bending, but is assumed to be constant), so the output is increased as the load pressure increases. It is possible to provide a flow characteristic that increases the pressure decrease. The pressure receiving area difference of this embodiment is an example, and may be set according to use conditions and the like so as to satisfy the condition that the flow rate decreases as the load pressure increases, as will be described later.

また、この切換弁３０３の切り換えと、前記コンペンセータ３０２の切り換えとにより、圧力Ｐ２３が高い場合には、この圧力Ｐ２３が減圧されて圧力Ｐ３３と同等の圧力となるように切り換えられる。これにより、流量制御システム２内の最高負荷圧力ＰＬＳが圧力Ｐ３３に更新され、圧力Ｐ３３が最高負荷圧力ＰＬＳとなる。   Further, when the pressure P23 is high by switching the switching valve 303 and the compensator 302, the pressure P23 is reduced and switched to a pressure equivalent to the pressure P33. Thereby, the maximum load pressure PLS in the flow control system 2 is updated to the pressure P33, and the pressure P33 becomes the maximum load pressure PLS.

（３）油圧制御装置の具体的な構成
以下、油圧制御装置３００の具体的な構成、および機能について詳細に説明する。 (3) Specific Configuration of Hydraulic Control Device Hereinafter, the specific configuration and function of the hydraulic control device 300 will be described in detail.

図１３に示すように、前記油圧制御装置３００の本体３０５には、スプール弁３０１と、このスプール弁３０１と交わる各流路３３０〜３３４と、ポンプポート３２０と、タンクポート３２１（図１１）と、ＰＬＳポート３８０と、アクチュエータ３４０（図１１）と連通されるポートＡ１，Ｂ１とが設けられている。そして、流路３３０〜３３２が交わる中央部に調整弁３１０が設けられている。これらスプール弁３０１と流路３３０〜３３２との関係は、上述した第１実施形態における「（３）流量制御装置の具体的な構成」の記載と同一であるため、３００番台の符号を付して詳細な説明は省略する。   As shown in FIG. 13, a main body 305 of the hydraulic control device 300 includes a spool valve 301, flow paths 330 to 334 that intersect with the spool valve 301, a pump port 320, and a tank port 321 (FIG. 11). The PLS port 380 and ports A1 and B1 communicating with the actuator 340 (FIG. 11) are provided. And the adjustment valve 310 is provided in the center part where the flow paths 330-332 cross. Since the relationship between the spool valve 301 and the flow paths 330 to 332 is the same as that described in “(3) Specific configuration of the flow rate control device” in the first embodiment described above, reference numerals in the 300s are attached. Detailed description will be omitted.

前記本体３０５の調整弁３１０が設けられる位置には、図の上部から、直径Ｄ５，深さＬ５の第５シリンダ部、直径Ｄ１，深さＬ１の第１シリンダ部、直径Ｄ２，深さＬ２の第２シリンダ部、直径Ｄ６，深さＬ６の第６シリンダ部および直径Ｄ３，深さＬ３の第３シリンダ部が同軸上に連続して設けられている。この第２実施形態では、５段のシリンダ部が設けられている。   From the upper part of the figure, the main valve 305 is provided with a fifth cylinder portion having a diameter D5 and a depth L5, a first cylinder portion having a diameter D1 and a depth L1, a diameter D2 and a depth L2. A second cylinder part, a sixth cylinder part having a diameter D6 and a depth L6, and a third cylinder part having a diameter D3 and a depth L3 are continuously provided on the same axis. In the second embodiment, a five-stage cylinder portion is provided.

第１シリンダ部の側部に、前記ＰＬＳポート３８０が設けられている。また、この実施形態では、第５シリンダ部の側部にドレンポート３８１が設けられている。第２シリンダ部と第６シリンダ部の連結部と、第６シリンダ部と第３シリンダ部との連結部には、段差が設けられている。第６シリンダ部の下部側面は、流路３３１および流路３３２と連通する開口部となっている。   The PLS port 380 is provided on the side of the first cylinder part. In this embodiment, a drain port 381 is provided on the side of the fifth cylinder portion. Steps are provided at the connecting portion between the second cylinder portion and the sixth cylinder portion, and at the connecting portion between the sixth cylinder portion and the third cylinder portion. A lower side surface of the sixth cylinder portion is an opening communicating with the flow path 331 and the flow path 332.

このようなシリンダ部で形成されたケーシング穴３０６には、本体３０５との間で調整弁３１０を収納するスリーブ３７０が設けられている。このスリーブ３７０は、下方が開口し、外径が直径Ｄ２，Ｄ１，Ｄ５の３段で形成された略円筒状となっている。スリーブ３７０は、下端が前記第２シリンダ部と第６シリンダ部との連結部の段差に当接した状態で、押え部３７０ａをボルト３７０ｂで本体３０５に固定することによって取り付けられている。スリーブ３７０の各シリンダ部と本体３０５との間の液密は、シール３７３，３７４，３７５によって保たれている。   A casing hole 306 formed of such a cylinder portion is provided with a sleeve 370 that houses the adjustment valve 310 between the main body 305 and the casing hole 306. The sleeve 370 has a substantially cylindrical shape with an opening at the bottom and an outer diameter of three stages having diameters D2, D1, and D5. The sleeve 370 is attached by fixing the presser portion 370a to the main body 305 with a bolt 370b in a state where the lower end is in contact with the step of the connecting portion between the second cylinder portion and the sixth cylinder portion. Liquid tightness between each cylinder portion of the sleeve 370 and the main body 305 is maintained by seals 373, 374, and 375.

スリーブ３７０の直径Ｄ１の位置には、貫通孔３７２（第２孔）が半径方向に設けられている。この貫通孔３７２は、前記シール３７４，３７５でシールされた液密な空間を区画する面に設けられている。ＰＬＳポート３８０に他の連の最高負荷圧力ＰＬＳが供給された場合には、貫通孔３７２を通じてスリーブ３７０の内側へと導くことができる。さらに、シール３７３，３７４でシールされたスリーブ３７０の直径Ｄ５の位置には、圧抜孔３７６が設けられている。この圧抜孔３７６はドレン孔であり、前記ドレンポート３８１と連通している。   A through hole 372 (second hole) is provided in the radial direction at the position of the diameter D1 of the sleeve 370. The through hole 372 is provided on a surface that defines a liquid-tight space sealed by the seals 374 and 375. When another series of maximum load pressure PLS is supplied to the PLS port 380, the PLS port 380 can be guided to the inside of the sleeve 370 through the through hole 372. Further, a pressure release hole 376 is provided at the position of the diameter D5 of the sleeve 370 sealed with the seals 373 and 374. The pressure release hole 376 is a drain hole and communicates with the drain port 381.

スリーブ３７０に収納される調整弁３１０のコンペンセータ３０２は、直径Ｄ４の円柱状のピストンに形成されており、その下部に直径Ｄ３の絞り３５９を備えている。この絞り３５９は、流路３３０と流路３３１，３３２との連通面積を調整する縦長の開口で形成されている。この絞り３５９は、流路３３０（第１流路）に流れる作動油の圧力Ｐ２３と、ポンプポート３２０の圧力Ｐ１３との差が一定となるように、調整弁３１０が上下動することにより面積が変化して圧力を調整する。   The compensator 302 of the adjustment valve 310 accommodated in the sleeve 370 is formed as a cylindrical piston having a diameter D4, and includes a throttle 359 having a diameter D3 at the lower part thereof. The restrictor 359 is formed of a vertically long opening that adjusts the communication area between the flow path 330 and the flow paths 331 and 332. The throttle 359 has an area that is increased when the adjustment valve 310 moves up and down so that the difference between the pressure P23 of the hydraulic oil flowing in the flow path 330 (first flow path) and the pressure P13 of the pump port 320 becomes constant. Change to adjust the pressure.

前記スリーブ３７０は、この調整弁３１０が内部に収納された状態で、調整弁３１０のコンペンセータ３０２上部とスリーブ３７０との間に直径Ｄ４の圧力室３６４を形成できる大きさで形成されている。この圧力室３６４には、所定の弾性力を有するバネ３６５が設けられている。この圧力室３６４が、入力部３０２ｃ（図１１）である。   The sleeve 370 is formed in such a size that a pressure chamber 364 having a diameter D4 can be formed between the upper portion of the compensator 302 of the adjustment valve 310 and the sleeve 370 in a state where the adjustment valve 310 is housed inside. The pressure chamber 364 is provided with a spring 365 having a predetermined elastic force. The pressure chamber 364 is the input unit 302c (FIG. 11).

図１４は図１３に示すコンペンセータの構成を示す斜視図である。この図では部分的に誇張している。前記コンペンセータ３０２は、孔３５０、横孔３５１、連通溝３５２、孔３５４、孔３５６、小径部３５３、環状溝部３４９、小径溝部３７７、係止部３５７、抜き孔３７８を備えている。孔３５４はシャトル３５５が移動する孔であり、この第２実施形態では、コンペンセータ３０２の下面の圧力Ｐ２３，Ｐ３３（図１３）が流路３６１を介して作用する側（図の右側）が小径孔部３５４ａ、最高負荷圧力ＰＬＳが作用する側（図の左側）が大径孔部３５４ｂ、となった２段の径で形成されている。この実施形態では、小径孔部３５４ａと大径孔部３５４ｂとの受圧面積差が［１：１．０５］となっている。つまり、シャトル３５５が受圧面積差を持つ異径シャトルで形成されており、切換弁３０３の流路３３１，３３２側の圧力Ｐ３３が作用する図の右側が［１］、ＰＬＳポート３８０の最高負荷圧力ＰＬＳが作用する図の左側が［１．０５］となるように形成されている。また、この孔３５４は、横孔３５１、抜き孔３７８、孔３５０および孔３５６と交わるように横向きに設けられている。この孔３５４内でシャトル３５５が移動することにより、前記切換弁３０３（図１３）として機能する。   FIG. 14 is a perspective view showing the configuration of the compensator shown in FIG. This figure is partially exaggerated. The compensator 302 includes a hole 350, a lateral hole 351, a communication groove 352, a hole 354, a hole 356, a small diameter part 353, an annular groove part 349, a small diameter groove part 377, a locking part 357, and a punch hole 378. The hole 354 is a hole through which the shuttle 355 moves. In this second embodiment, the side where the pressures P23 and P33 (FIG. 13) on the lower surface of the compensator 302 act via the flow path 361 (the right side in the figure) is a small diameter hole. The portion 354a and the side on which the maximum load pressure PLS acts (the left side in the figure) is formed with a two-stage diameter having a large-diameter hole 354b. In this embodiment, the pressure receiving area difference between the small diameter hole 354a and the large diameter hole 354b is [1: 1.05]. That is, the shuttle 355 is formed of a different diameter shuttle having a pressure receiving area difference, the right side of the figure on which the pressure P33 on the flow path 331, 332 side of the switching valve 303 acts is [1], and the maximum load pressure of the PLS port 380 It is formed so that the left side of the figure in which PLS acts is [1.05]. Further, the hole 354 is provided sideways so as to intersect with the horizontal hole 351, the punching hole 378, the hole 350, and the hole 356. The shuttle 355 moves in the hole 354, thereby functioning as the switching valve 303 (FIG. 13).

孔３５４の小径孔部３５４ａと交わる孔３５０は、頂部に形成される圧力室３６４（図１３）と連通するように縦向きに設けられている。横孔３５１は、環状溝部３４９と連通するように横向きに設けられている。また、孔３５４の中央部の小径孔部３５４ａと交わる孔３５６は、流路３３０（図１３）と連通するように縦向きに設けられている。   The hole 350 that intersects the small diameter hole 354a of the hole 354 is provided vertically so as to communicate with the pressure chamber 364 (FIG. 13) formed at the top. The lateral hole 351 is provided sideways so as to communicate with the annular groove 349. Further, the hole 356 that intersects with the small-diameter hole 354a at the center of the hole 354 is provided vertically so as to communicate with the flow path 330 (FIG. 13).

そして、前記抜き孔３７８が、孔３５４の大径孔部３５４ｂと小径孔部３５４ａとの境界付近から縦向きに設けられ、上部が前記小径溝部３７７に開口している。これにより、図１３に示すように、抜き孔３７８を、スリーブ３７０に設けられた圧抜孔３７６と連通させている。したがって、孔３５４の大径孔部３５４ｂと小径孔部３５４ａとの間の圧を常に圧抜孔３７６からドレンポート３８１に抜いて、シャトル３５５の動作が圧力バランスするようにさせている。コンペンセータ３０２の外周に設けられた小径溝部３７７は、コンペンセータ３０２がスリーブ３７０内で上下移動しても、スリーブ３７０の圧抜孔３７６と常に連通する範囲に設けられている。ドレンポート３８１は、図１１の系統図では省略している。   The punched hole 378 is provided vertically from the vicinity of the boundary between the large diameter hole 354 b and the small diameter hole 354 a of the hole 354, and the upper part opens into the small diameter groove 377. As a result, as shown in FIG. 13, the hole 378 is communicated with the pressure hole 376 provided in the sleeve 370. Therefore, the pressure between the large-diameter hole portion 354b and the small-diameter hole portion 354a of the hole 354 is always extracted from the depressurization hole 376 to the drain port 381, so that the operation of the shuttle 355 is pressure balanced. The small-diameter groove portion 377 provided on the outer periphery of the compensator 302 is provided in a range in which the compensator 302 always communicates with the pressure release hole 376 of the sleeve 370 even when the compensator 302 moves up and down in the sleeve 370. The drain port 381 is omitted in the system diagram of FIG.

また、孔３５４の大径孔部３５４ｂの外端は前記環状溝部３４９に開口している。さらに、連通溝３５２は、小径部３５３と環状溝部３４９とを連通させるように所定の箇所に縦向きに設けられている。横孔３５１の外周は、環状溝部３４９に開口している。これにより、ＰＬＳポート３８０（図１３）の最高負荷圧力ＰＬＳが、小径部３５３と連通溝３５２とを介して環状溝部３４９と横孔３５１とにつながっている。これにより、ＰＬＳポート３８０の最高負荷圧力ＰＬＳ（図１３）を、孔３５４の大径孔部３５４ｂの外端側に導いている。   In addition, the outer end of the large-diameter hole 354 b of the hole 354 opens into the annular groove 349. Further, the communication groove 352 is provided vertically at a predetermined location so as to allow the small diameter portion 353 and the annular groove portion 349 to communicate with each other. The outer periphery of the horizontal hole 351 is open to the annular groove 349. Thereby, the maximum load pressure PLS of the PLS port 380 (FIG. 13) is connected to the annular groove portion 349 and the lateral hole 351 through the small diameter portion 353 and the communication groove 352. Thereby, the maximum load pressure PLS (FIG. 13) of the PLS port 380 is guided to the outer end side of the large-diameter hole portion 354 b of the hole 354.

円柱状の小径部３５３は、図１３に示すように、コンペンセータ３０２をスリーブ３７０に収納した状態で調整弁３１０が上下移動しても、スリーブ３７０の貫通孔３７２と常に連通する範囲に設けられている。   As shown in FIG. 13, the cylindrical small-diameter portion 353 is provided in a range that always communicates with the through-hole 372 of the sleeve 370 even when the adjustment valve 310 moves up and down with the compensator 302 stored in the sleeve 370. Yes.

前記係止部３５７は、環状の突起部であり、絞り３５９の上部に設けられている。係止部３５７は、図示するように上方に向けて直径が大きくなるテーパ面に加工されており、このテーパ面が図１３に示すように、本体３０５の直径Ｄ３，深さＬ３の第３シリンダ部の上端角部（第６シリンダ部と第３シリンダ部との間の段差部分）に当接するように形成されている。   The locking portion 357 is an annular protrusion and is provided on the top of the aperture 359. The locking portion 357 is processed into a tapered surface whose diameter increases upward as shown in the figure, and this tapered surface is a third cylinder having a diameter D3 and a depth L3 of the main body 305 as shown in FIG. It is formed so as to contact the upper end corner (the step portion between the sixth cylinder and the third cylinder) of the part.

また、コンペンセータ３０２は、図１３に示すように、係止部３５７が第６シリンダ部と第３シリンダ部の段差部分に接している状態で、流路３３０と流路３３１，３３２との間を完全に閉塞するように構成されている。この状態で、前記孔３５４は、スリーブ３７０の下端よりも下側に下がらない位置に設けられている。なお、コンペンセータ３０２の側部には、切欠部３６０および流路３６１が設けられている。これらは、流路３３２，流路３３１と孔３５４とを連通させている。   Further, as shown in FIG. 13, the compensator 302 has a gap between the flow path 330 and the flow paths 331 and 332 in a state where the locking portion 357 is in contact with the step portion of the sixth cylinder portion and the third cylinder portion. It is configured to be completely occluded. In this state, the hole 354 is provided at a position that does not fall below the lower end of the sleeve 370. A notch 360 and a flow path 361 are provided on the side of the compensator 302. These communicate the flow path 332, the flow path 331 and the hole 354.

この第２実施形態におけるコンペンセータ３０２は、下面の圧力Ｐ２３が作用する直径Ｄ３と上面の圧力Ｐ３３又は最高負荷圧力ＰＬＳが作用する直径Ｄ４とは同径で形成されている。   In the compensator 302 in the second embodiment, the diameter D3 on which the pressure P23 on the lower surface acts and the diameter D4 on which the pressure P33 on the upper surface or the maximum load pressure PLS acts are the same diameter.

図１５は図１４のコンペンセータに内蔵する切換弁のシャトルを示す斜視図である。シャトル３５５には、円柱状の小径部３５５ａと、この小径部３５５ａから一方に離れた所定位置の抜き溝３５５ｂと、他方の端部の小径部３５５ｃとが設けられている。抜き溝３５５ｂと小径部３５５ａとの間と小径部３５５ａと小径部３５５ｃとの間に形成された大径部３５５ｄ，３５５ｅは、コンペンセータ３０２に設ける孔３５４の小径孔部３５４ａ内で摺動可能な径で形成され、抜き溝３５５ｂの反小径部３５５ａ側に形成された大径部３５５ｆは、孔３５４の大径孔部３５４ｂ内で摺動可能な径で形成されている。したがって、これらの大径部３５５ｅと大径部３５５ｆとには、前記図１４に示す小径孔部３５４ａと大径孔部３５４ｂとの受圧面積差の「１：１．０５」と同様の面積差が設けられている。具体的には、切換弁３０３の流路３３１，３３２側の圧力Ｐ３３が作用する大径部３５５ｄ側を［１］、ＰＬＳポート３８０の最高負荷圧力ＰＬＳが作用する大径部３５５ｆ側を［１．０５］とした、「１：１．０５」の受圧面積差が設けられている。大径部３５５ｆは、以下、「頭部」ともいう。   FIG. 15 is a perspective view showing a shuttle of a switching valve built in the compensator of FIG. The shuttle 355 is provided with a cylindrical small-diameter portion 355a, a draft groove 355b at a predetermined position away from the small-diameter portion 355a, and a small-diameter portion 355c at the other end. Large diameter portions 355d and 355e formed between the drawing groove 355b and the small diameter portion 355a and between the small diameter portion 355a and the small diameter portion 355c are slidable within the small diameter hole portion 354a of the hole 354 provided in the compensator 302. The large-diameter portion 355f formed with a diameter and formed on the side opposite to the small-diameter portion 355a of the extraction groove 355b is formed with a diameter that can slide within the large-diameter hole portion 354b of the hole 354. Therefore, the large-diameter portion 355e and the large-diameter portion 355f have an area difference similar to “1: 1.05” of the pressure receiving area difference between the small-diameter hole portion 354a and the large-diameter hole portion 354b shown in FIG. Is provided. Specifically, the large diameter portion 355d side where the pressure P33 on the flow path 331, 332 side of the switching valve 303 acts is [1], and the large diameter portion 355f side where the maximum load pressure PLS of the PLS port 380 acts is [1]. .05], a pressure receiving area difference of “1: 1.05” is provided. Hereinafter, the large-diameter portion 355f is also referred to as a “head”.

前記大径部３５５ｅの位置および長さは、図１３において、シャトル３５５が孔３５４の左側に移動したときに孔３５６と横孔３５１とが小径部３５５ａを介して連通し、シャトル３５５が孔３５４の右側に移動したときに孔３５６を遮断している。小径部３５５ｃは、シャトル３５５が右端に移動したときに孔３５０と流路３６１との連通を大径部３５５ｄで塞ぐ軸方向長さで形成されている。   In FIG. 13, when the shuttle 355 moves to the left side of the hole 354, the hole 356 and the lateral hole 351 communicate with each other via the small diameter part 355a, and the shuttle 355 is connected to the hole 354. The hole 356 is blocked when it moves to the right side. The small diameter portion 355c is formed with an axial length that blocks the communication between the hole 350 and the flow path 361 with the large diameter portion 355d when the shuttle 355 moves to the right end.

また、このシャトル３５５が孔３５４内で移動する時には、抜き溝３５５ｂ内の圧は抜き孔３７８を介して圧抜孔３７６と連通しているので、抜き溝３５５ｂ内の圧がドレンポート３８１の圧（大気圧等）と同一となって抜けるようにしている。これにより、シャトル３５５の大径部３５５ｅ，３５５ｆ間に、面積差による推力が生じてシャトル３５５の動作に悪影響を与えないようにしている。   Further, when the shuttle 355 moves in the hole 354, the pressure in the draft groove 355b communicates with the pressure relief hole 376 via the draft hole 378, so that the pressure in the draft groove 355b becomes the pressure of the drain port 381 ( It is the same as atmospheric pressure etc.). Thereby, a thrust due to an area difference is generated between the large diameter portions 355e and 355f of the shuttle 355 so that the operation of the shuttle 355 is not adversely affected.

シャトル３５５は、図１３に示すように、孔３５４内に液密な状態で左右に摺動するように内蔵され、このシャトル３５５がコンペンセータ３０２の孔３５４に内蔵された状態で移動し、孔３５０、横孔３５１、孔３５６（第１孔）、流路３６１を連通／遮断することで、切換弁３０３として機能する。   As shown in FIG. 13, the shuttle 355 is incorporated in the hole 354 so as to slide left and right in a liquid-tight state, and the shuttle 355 moves in a state of being incorporated in the hole 354 of the compensator 302, and the hole 350 By connecting / blocking the horizontal hole 351, the hole 356 (first hole), and the flow path 361, the switching valve 303 functions.

また、図１３に示すように、ＰＬＳポート３８０、貫通孔３７２、小径部３５３、連通溝３５２、環状溝部３４９を介して孔３５４と導通する作動油（この作動油の圧力は、最高負荷圧力ＰＬＳ）は、シャトル３５５の頭部（図の左側）に作用する作動油と、環状溝部３４９から横孔３５１を介してシャトル３５５の小径部３５５ａに導通する作動油とになる。さらに、シャトル３５５には、孔３５６から圧力Ｐ２３の作動油が作用し、流路３６１から圧力Ｐ３３の作動油が作用している。したがって、これらの作動油の圧力バランスによって、シャトル３５５はダンピング力が付加された状態で移動する。つまり、図１３において、シャトル３５５は、その大径部３５５ｄ、３５５ｆ（図１５に示す。）に左右から作用する圧力の大小関係に応じて独立的に左右に移動する。   In addition, as shown in FIG. 13, hydraulic fluid that conducts to the hole 354 through the PLS port 380, the through hole 372, the small diameter portion 353, the communication groove 352, and the annular groove portion 349 (the pressure of this hydraulic fluid is the maximum load pressure PLS ) Becomes hydraulic oil that acts on the head of the shuttle 355 (the left side in the figure) and hydraulic oil that conducts from the annular groove portion 349 to the small diameter portion 355a of the shuttle 355 through the lateral hole 351. Further, the hydraulic oil having the pressure P23 is applied to the shuttle 355 from the hole 356, and the hydraulic oil having the pressure P33 is applied to the shuttle 355. Therefore, due to the pressure balance of these hydraulic oils, the shuttle 355 moves with a damping force applied. That is, in FIG. 13, the shuttle 355 moves independently from side to side in accordance with the magnitude relationship between the pressures acting on the large diameter portions 355d and 355f (shown in FIG. 15) from the left and right.

しかも、このように圧力差に応じて移動するシャトル３５５により、シャトル３５５が移動した時に、孔３５６が孔３５４と連通する開口面積を変化させて、孔３５６から孔３５４へ流れ込んで横孔３５１（図１４に示す。）へと流れる作動油を減圧する減圧機能を切換弁３０３に持たせている。   Moreover, when the shuttle 355 is moved by the shuttle 355 moving in accordance with the pressure difference in this way, the opening area where the hole 356 communicates with the hole 354 is changed, and flows into the hole 354 from the hole 356 and flows into the horizontal hole 351 ( As shown in FIG. 14), the switching valve 303 is provided with a pressure reducing function for reducing the pressure of the hydraulic fluid flowing to ().

図１３は、他の連が最高負荷圧力ＰＬＳの状態を示しており、ＰＬＳポート３８０から貫通孔３７２と、小径部３５３、連通溝３５２、環状溝部３４９とを介して、孔３５４の図示する左側に他の連の最高負荷圧力ＰＬＳが作用するので、シャトル３５５は図の右端に移動した状態となっている。なお、自連が最高負荷圧力ＰＬＳの場合には、最高負荷圧力ＰＬＳである流路３３２内の作動油（圧力はＰ３３）が、切欠部３６０、流路３６１を介して孔３５４の図示する右側に作用するので、シャトル３５５は図の左側に移動する。このように、シャトル３５５は、軸方向に作用する圧力の大小関係に応じて、コンペンセータ３０２とは独立して左右に移動する。   FIG. 13 shows a state in which the other station is at the maximum load pressure PLS, and the left side of the hole 354 shown in the figure from the PLS port 380 through the through hole 372, the small diameter part 353, the communication groove 352, and the annular groove part 349. Since the maximum load pressure PLS of the other series acts on the shuttle 355, the shuttle 355 is moved to the right end in the figure. When the self-run is the maximum load pressure PLS, the hydraulic oil (pressure P33) in the flow path 332 at the maximum load pressure PLS is shown on the right side of the hole 354 shown in the drawing via the notch 360 and the flow path 361. The shuttle 355 moves to the left side of the figure. Thus, the shuttle 355 moves to the left and right independently of the compensator 302 according to the magnitude relationship of the pressure acting in the axial direction.

また、このように圧力の大小関係に応じてシャトル３５５が移動することにより、スリーブ３７０の圧力室３６４には、小径部３５３から連通溝３５２、環状溝部３４９、横孔３５１、孔３５０を介してＰＬＳポート３８０の圧力、又は流路３６１、孔３５４、孔３５０を介して流路３３１，３３２の圧力、の流量制御システム２内で最大の最高負荷圧力ＰＬＳが供給される。図１３は他の連が最高負荷圧力の場合であるため、ＰＬＳポート３８０の圧力が、小径部３５３から連通溝３５２、環状溝部３４９、横孔３５１、孔３５０を介して圧力室３６４に作用している。したがって、この状態の調整弁３１０は、最高負荷圧力ＰＬＳ×ＳＤ４（但し、ＳＤ４は、最高負荷圧力ＰＬＳが作用する調整弁３１０の上面の直径Ｄ４の面積）に、この調整弁３１０の位置に応じて決まるバネ３６５の弾性力Ｆを加算した力（ＰＬＳ×ＳＤ４＋Ｆ）で下向きに付勢されている。この時、調整弁３１０には、流路３３０に流れ込む作動油により、圧力Ｐ２３×ＳＤ３（但し、Ｐ２３は、流路３３０内の圧力。ＳＤ３は、圧力Ｐ２３が作用する調整弁３１０の下面の直径Ｄ３の面積）で上向きに付勢されているが、調整弁３１０の上面に作用する力の方が大きいため、係止部３５７が本体３０５と密着する下向きに押圧された状態となり、圧力Ｐ２３が釣り合う状態まで昇圧してバランスする。   Further, as the shuttle 355 moves in accordance with the magnitude relationship of the pressure in this way, the pressure chamber 364 of the sleeve 370 is moved from the small diameter portion 353 through the communication groove 352, the annular groove portion 349, the lateral hole 351, and the hole 350. The maximum maximum load pressure PLS in the flow rate control system 2 of the pressure of the PLS port 380 or the pressure of the flow paths 331 and 332 is supplied via the flow path 361, the hole 354, and the hole 350. FIG. 13 shows the case where the other station is at the maximum load pressure, so that the pressure of the PLS port 380 acts on the pressure chamber 364 from the small diameter part 353 through the communication groove 352, the annular groove part 349, the lateral hole 351, and the hole 350. ing. Therefore, the regulating valve 310 in this state corresponds to the maximum load pressure PLS × SD4 (where SD4 is the area of the diameter D4 of the upper surface of the regulating valve 310 on which the maximum load pressure PLS acts) according to the position of the regulating valve 310. The spring 365 is biased downward by a force (PLS × SD4 + F) obtained by adding the elastic force F of the spring 365. At this time, pressure P23 × SD3 (where P23 is the pressure in the flow path 330. SD3 is the diameter of the lower surface of the adjustment valve 310 on which the pressure P23 acts) due to the hydraulic oil flowing into the flow path 330. However, since the force acting on the upper surface of the regulating valve 310 is greater, the locking portion 357 is pressed downward in close contact with the main body 305, and the pressure P23 is increased. Boost to balance and balance.

この調整弁３１０の逆止弁としての機能は、環状の係止部３５７が絞り３５９を閉じて本体３０５と密着することにより発揮される。つまり、流路３３０内の圧力が流路３３２および流路３３１の圧力より低下した場合、係止部３５７は、流路３３０と流路３３１および流路３３２との間を遮断するように本体３０５と密接し、流路３３１および流路３３２から流路３３０へ作動油が逆流するのを防止する逆止弁となる。この時、本体３０５の第２シリンダ部と第３シリンダ部との段差部分の角部が、係止部３５７に接する弁座として機能する。   The function of the adjustment valve 310 as a check valve is exhibited when the annular locking portion 357 closes the throttle 359 and comes into close contact with the main body 305. That is, when the pressure in the flow path 330 is lower than the pressure in the flow path 332 and the flow path 331, the locking portion 357 causes the main body 305 to block between the flow path 330 and the flow paths 331 and 332. And a check valve that prevents the hydraulic oil from flowing back from the flow path 331 and the flow path 332 to the flow path 330. At this time, the corner portion of the step portion between the second cylinder portion and the third cylinder portion of the main body 305 functions as a valve seat in contact with the locking portion 357.

（４）駆動例
図１６は図１３の構成において自連が最高負荷圧力の場合のコンペンセータと切換弁の状態を示す断面図である。この状態は、流路３３２内の圧力Ｐ３３がシステム１内の他の連の最高負荷圧力ＰＬＳよりも高い状態である。作動油の流れを矢印で示す。 (4) Driving Example FIG. 16 is a cross-sectional view showing the state of the compensator and the switching valve when the local station is at the maximum load pressure in the configuration of FIG. This state is a state in which the pressure P33 in the flow path 332 is higher than the maximum load pressure PLS of other stations in the system 1. The flow of hydraulic oil is indicated by arrows.

この図は自連が最高負荷圧力であるため、ポンプポートの流路３３０から供給される作動油の圧力Ｐ２３がＰＬＳポート３８０の圧力よりも高いので、アクチュエータと連通する流路３３２内の作動油（この状態での作動油の圧力はＰ２３＝Ｐ３３＋Ｆ／Ｓ（但し、Ｆは、バネ力、Ｓは、π／４・Ｄ４2 ）となる。）が切欠部３６０、流路３６１を介して孔３５４に導かれ、シャトル３５５は、図示するように左側に所定量移動させられる。図ではシャトル３５５が左端に位置する例を示しているが、圧力のバランスによって必ずしも左端とは限らず、シャトル３５５の頭部に作用する圧力と、孔３５６から小径孔部３５４ａ内に流入し、シャトル３５５の大径部３５５ｅとの位置関係によって流入部開口面積を調整して減圧された状態で作用する圧力と、流路３６１から作用する圧力とのバランスする位置となる。この時、孔３５６から孔３５４を介して横孔３５１へ流れる流路３３０内の作動油（この作動油の圧力はＰ２３）は、孔３５６と小径孔部３５４ａとが連通する部分の面積変化に応じて減圧されながら流れるように調整される。図示する状態では、圧力室３６４に圧力Ｐ３３の作動油が導かれている。 In this figure, since the self-communication is at the maximum load pressure, the pressure P23 of the hydraulic oil supplied from the flow path 330 of the pump port is higher than the pressure of the PLS port 380. Therefore, the hydraulic oil in the flow path 332 communicating with the actuator (The pressure of the hydraulic oil in this state is P23 = P33 + F / S (where F is a spring force and S is π / 4 · D4 2 )). Guided to 354, shuttle 355 is moved a predetermined amount to the left as shown. Although the figure shows an example in which the shuttle 355 is located at the left end, it is not necessarily the left end due to the balance of pressure, and the pressure acting on the head of the shuttle 355 flows into the small diameter hole 354a from the hole 356, The position of the inflow portion opening area is adjusted by the positional relationship with the large-diameter portion 355e of the shuttle 355, and the pressure acting in a state where the pressure is reduced is balanced with the pressure acting from the flow path 361. At this time, the hydraulic oil in the flow path 330 flowing from the hole 356 to the horizontal hole 351 through the hole 354 (the pressure of this hydraulic oil is P23) changes in the area of the portion where the hole 356 and the small diameter hole portion 354a communicate with each other. Accordingly, the flow is adjusted so that the pressure is reduced. In the state shown in the drawing, the hydraulic oil having the pressure P33 is guided to the pressure chamber 364.

つまり、この孔３５６から孔３５４に作動油が流れる時の圧力Ｐ２３の減圧は、孔３５６と小径孔部３５４ａとが連通した状態で、シャトル３５５の小径部３５５ａと孔３５０とが連通しないように設定されているため、シャトル３５５の小径部３５５ａに孔３５６から導かれる圧力Ｐ２３が、シャトル３５５の移動による開口調整で減圧された圧力ＰＬＳとして横孔３５１と小径部３５３とを介してシャトル３５５の大径部３５５ｆの直径ｄ２部に作用する力と、シャトル３５５の右側に導かれる圧力Ｐ３３が大径部３５５ｄの直径ｄ１部に作用する力とバランスするように圧力調整される。   That is, when the hydraulic oil flows from the hole 356 to the hole 354, the pressure P23 is reduced so that the small diameter part 355a and the hole 350 of the shuttle 355 do not communicate with each other while the hole 356 and the small diameter hole part 354a communicate with each other. Therefore, the pressure P23 guided from the hole 356 to the small diameter portion 355a of the shuttle 355 is the pressure PLS reduced by opening adjustment by the movement of the shuttle 355, and the pressure of the shuttle 355 through the horizontal hole 351 and the small diameter portion 353. The pressure is adjusted so that the force acting on the diameter d2 portion of the large diameter portion 355f and the pressure P33 guided to the right side of the shuttle 355 are balanced with the force acting on the diameter d1 portion of the large diameter portion 355d.

そして、この孔３５６からシャトル３５５の小径部３５５ａに流れ込む作動油は、大径部３５５ｅによって流量が絞られながら孔３５４に流れ込むことによって減圧され、小径部３５５ａから横孔３５１、環状溝部３４９、連通溝３５２、小径部３５３を介して貫通孔３７２からＰＬＳポート３８０に供給される。これにより、流量制御システム２の最高負荷圧力ＰＬＳが更新される。このＰＬＳポート３８０からＰＬＳライン１８に供給された作動油の減圧等は、上述した第１実施形態の作用と同一であるため、その説明は省略する。   The hydraulic oil flowing into the small diameter portion 355a of the shuttle 355 from the hole 356 is decompressed by flowing into the hole 354 while the flow rate is reduced by the large diameter portion 355e, and the horizontal hole 351, the annular groove portion 349, the communication from the small diameter portion 355a. It is supplied to the PLS port 380 from the through hole 372 via the groove 352 and the small diameter portion 353. Thereby, the maximum load pressure PLS of the flow control system 2 is updated. Since the decompression of the hydraulic fluid supplied from the PLS port 380 to the PLS line 18 is the same as the operation of the first embodiment described above, description thereof is omitted.

しかも、この第２実施形態によれば、図１２に示すように、ＰＬＳポート３８０へ流れる作動油の圧力を調整する切換弁３０３のシャトル３５５に、ＰＬＳポート３８０側の受圧面積が［１．０５］であるのに対して、流路３３１，３３２側の受圧面積が［１］となるような受圧面積差を設けているので、このシャトル３５５の受圧面積差によって、圧力Ｐ２３が減圧されて出力されるＰＬＳ圧は自連の負荷圧Ｐ３３より低い圧力となる。ポンプ圧力Ｐ１３は、このＰＬＳ圧より基準差圧Ｐｒｅｆだけ高い圧力となるので、可変オリフィス３０１ａ，３０１ｂの前後差圧はＰｒｅｆより小さくなり制御流量が減少する。また、負荷圧Ｐ３３が高いほど出力されるＰＬＳ圧の低下量が増える。この特性は、シャトル３５５の大径部３５５ａ側の受圧面積比が１．０５に限定されるものではない。   Moreover, according to the second embodiment, as shown in FIG. 12, the pressure receiving area on the PLS port 380 side is [1.05] on the shuttle 355 of the switching valve 303 that adjusts the pressure of the hydraulic oil flowing to the PLS port 380. ], The pressure receiving area difference is set such that the pressure receiving area on the flow path 331, 332 side is [1]. Therefore, the pressure P23 is reduced by the pressure receiving area difference of the shuttle 355 and output. The PLS pressure to be applied is lower than the self-contained load pressure P33. Since the pump pressure P13 is higher than the PLS pressure by the reference differential pressure Pref, the differential pressure across the variable orifices 301a and 301b is smaller than Pref and the control flow rate is reduced. Further, the higher the load pressure P33, the more the amount of decrease in the output PLS pressure. With respect to this characteristic, the pressure receiving area ratio on the large diameter portion 355a side of the shuttle 355 is not limited to 1.05.

この流量特性を数式を用いて具体的に説明する。シャトル３５５の小径側直径をｄ１、大径側直径をｄ２とし（図１５）、図１６に示すようにシャトル３５５が図の左側に移動した状態とすると、シャトル３５５の大径側直径ｄ２部にはＰＬＳポート３８０から圧力Ｐ１８が作用し、小径側直径ｄ１部には圧力Ｐ３３が作用するので、シャトル３５５に左右から作用する圧力の関係は、数式６のような関係になる。   This flow rate characteristic will be specifically described using mathematical expressions. If the diameter of the small diameter side of the shuttle 355 is d1 and the diameter of the large diameter side is d2 (FIG. 15) and the shuttle 355 is moved to the left side of the drawing as shown in FIG. Since the pressure P18 acts from the PLS port 380 and the pressure P33 acts on the small diameter side diameter d1, the relationship between the pressures acting on the shuttle 355 from the left and right is expressed by the following equation (6).

Figure 2005140253
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前記したようにシャトル３５５の直径の関係は、ｄ２＞ｄ１であるため、Ｐ３３が増加すればＰ１８は減少する。   As described above, since the relationship of the diameter of the shuttle 355 is d2> d1, if P33 increases, P18 decreases.

この関係を入力側の圧力からみると、圧力Ｐ１８は最高負荷圧力ＰＬＳとして可変容量形ポンプ１１を傾転制御する傾転切換弁１４の入力部２０に導かれるので、ポンプ圧Ｐ１３は「Ｐ１３＝Ｐ１８＋Ｐｒｅｆ」となる。Ｐｒｅｆは基準差圧である。   When this relationship is viewed from the pressure on the input side, the pressure P18 is led to the input portion 20 of the tilt switching valve 14 that tilts and controls the variable displacement pump 11 as the maximum load pressure PLS, so that the pump pressure P13 is “P13 = P18 + Pref ". Pref is a reference differential pressure.

そして、自連最高圧の場合には、ポンプ圧Ｐ１３と調整弁３１０の入力側の圧力Ｐ２３とＰＬＳ圧Ｐ１８と負荷側の圧力Ｐ３３との関係は、数式７〜１０のようになる。   In the case of the maximum self-registration pressure, the relationship among the pump pressure P13, the pressure P23 on the input side of the regulating valve 310, the PLS pressure P18, and the pressure P33 on the load side is expressed by Equations 7-10.

Figure 2005140253
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Figure 2005140253
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Figure 2005140253
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Figure 2005140253
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一方、流量の関係は、一般に知られる流量式における流量係数を含む値を比例定数Ｃとすると数式１１で表すことができ、この数式１１と前記数式１０との関係から流量を表すと数式１２のようになる。Ｃは、一般に知られる流量式における流量係数を含む比例定数である。   On the other hand, the relationship between the flow rates can be expressed by Equation 11 when a value including a flow coefficient in a generally known flow equation is a proportional constant C, and the flow rate can be expressed by Equation 12 from the relationship between Equation 11 and Equation 10. It becomes like this. C is a proportionality constant including a flow coefficient in a generally known flow rate equation.

Figure 2005140253
Figure 2005140253

Figure 2005140253
Figure 2005140253

このことから、負荷圧力Ｐ３１が上昇すると流量Ｑ２が減少するような関係が分かる。   From this, it is understood that the flow rate Q2 decreases as the load pressure P31 increases.

なお、従来の構成ではシャトル３５５の直径ｄ１，ｄ２が同径であるため、数式１３で示すように流量Ｑ２は負荷圧に依存せず一定値となるような関係となる。   In the conventional configuration, since the diameters d1 and d2 of the shuttle 355 are the same, the flow rate Q2 is a constant value independent of the load pressure, as shown in Equation 13.

Figure 2005140253
Figure 2005140253

したがって、切換弁３０３に設けたシャトル３５５の面積差により、ＰＬＳポート３８０へ出力される圧力は、自連の負荷圧より減圧され、かつ負荷圧上昇に伴い減圧量が増加するため、この圧力に基準差圧Ｐｒｅｆだけ高いポンプ圧力とコンペンセータ上流圧力との差圧が負荷圧の上昇に伴って減少することにより、上述した図９(a) に実線で示すように、負荷圧力の上昇に伴って負荷への流量が減少するような流量特性を持たせている。   Therefore, the pressure output to the PLS port 380 is reduced from the self load pressure due to the area difference of the shuttle 355 provided in the switching valve 303, and the pressure reduction amount increases as the load pressure increases. As the differential pressure between the pump pressure higher by the reference differential pressure Pref and the compensator upstream pressure decreases as the load pressure increases, as shown by the solid line in FIG. 9 (a), as the load pressure increases. It has flow characteristics that reduce the flow to the load.

自連単独動作時、および複合動作で自連最高圧時に、特定の連が負荷圧に依存して絞り３５９の前後差圧が減少することによって負荷圧依存型コンペンセータの機能を有することとなり、安定したロードセンシング機能を備えた流量制御システム２を構築することができる。   When a self-run unit is operating independently, or when a self-run unit is at maximum pressure in a combined mode, a specific unit has the function of a load pressure-dependent compensator by reducing the differential pressure across the throttle 359 depending on the load pressure. Thus, the flow control system 2 having the load sensing function can be constructed.

なお、この多連型の流量制御システム２においても、複数の油圧制御装置３００が複合動作しているので、異径シャトル３５５を設けていない他連が最高負荷圧力の場合には図９(b) の点線より左部分に示すように、負荷圧が上昇しても流量が減少するような流量特性とはならず一定の流量特性となるが、異径シャトル３５５を設けた自連が最高負荷圧力となったら、図９(b) の点線より右部分に示すように、負荷圧の上昇に伴って流量が減少するような流量特性となり、負荷圧力の上昇に伴って負荷への流量が減少するような流量特性とすることができる。   In this multiple flow control system 2 as well, since a plurality of hydraulic control devices 300 are operating in combination, when the other station not provided with the different diameter shuttle 355 is at the maximum load pressure, FIG. ) As shown on the left side of the dotted line, the flow rate does not decrease even when the load pressure increases, but the flow rate does not decrease, but the flow rate is constant. As shown in the right part of the dotted line in Fig. 9 (b), the flow rate characteristic is such that the flow rate decreases as the load pressure increases, and the flow rate to the load decreases as the load pressure increases. The flow rate characteristic can be obtained.

さらに、このような油圧制御装置３００を用いることにより、絞り３５９による流量制御動作とは独立して、調整弁３１０に設けた切換弁３０３によって常時最高負荷圧力ＰＬＳの調節を行うことができ、圧力制御装置３００の小型化を図ることができる。   Furthermore, by using such a hydraulic control device 300, the maximum load pressure PLS can be constantly adjusted by the switching valve 303 provided in the adjustment valve 310 independently of the flow control operation by the throttle 359. The control device 300 can be downsized.

しかも、この油圧制御装置３００によれば、切換弁３０３によって、負荷圧力が上昇するほど負荷への流量が減少するような流量特性を持たせることができるので、負荷流量を少なくしたい高圧になるほどポンプ圧力と負荷圧との差圧を小さく制御することができ、油圧制御装置３００の省エネルギー化を図ることができる。   In addition, according to the hydraulic control device 300, the switching valve 303 can provide a flow rate characteristic such that the flow rate to the load decreases as the load pressure increases. The differential pressure between the pressure and the load pressure can be controlled to be small, and energy saving of the hydraulic control device 300 can be achieved.

また、この油圧制御装置３００をハンチングし易いアクチュエータの連に適用することにより、ブリードオリフィス２１を従来に比べて小さくすることができるので、ブリード量が少なくなることにより、複合動作中の負荷圧最高連が切り換わる際に発生する流量変化を小さくでき、系の安定化を図ることができる。   Also, by applying this hydraulic control device 300 to a series of actuators that are easy to hunt, the bleed orifice 21 can be made smaller than in the prior art, so the amount of bleed is reduced and the maximum load pressure during combined operation is achieved. It is possible to reduce the flow rate change that occurs when the stations are switched, and to stabilize the system.

特に、前記油圧制御装置３００を旋回モータの連に用いると、旋回モータのリリーフ弁から逃がす流量を小さくできるので、省エネルギ化を実現することができる。   In particular, when the hydraulic control device 300 is used in a series of swing motors, the flow rate released from the relief valve of the swing motor can be reduced, so that energy saving can be realized.

なお、このように構成された油圧制御装置３００によれば、負荷の変動や、ポンプ流量の変動、中立からのインチング動作に対して、シリンダを用いて負荷を制御する機械（例えば、油圧ショベルのバケット。）での寸落（一定範囲の急激な下降）を防止することができる。これにより、ロードセンシング機能の安定性を向上させることができる。
（Ｃ）第３実施形態
図１７は本願発明の第３実施形態に係る油圧制御装置を使用した多連型の流量制御システムを示す系統図である。図１８は図１７に示す油圧制御装置のコンペンセータ部分を拡大した系統図である。図１９は図１７に示す油圧制御装置の要部を示す断面図である。 According to the hydraulic control device 300 configured in this way, a machine that controls a load using a cylinder (for example, a hydraulic excavator) with respect to load fluctuations, pump flow fluctuations, and neutral inching operations. Can be prevented from dropping in the bucket. Thereby, the stability of the load sensing function can be improved.
(C) Third Embodiment FIG. 17 is a system diagram showing a multiple flow rate control system using a hydraulic control apparatus according to a third embodiment of the present invention. 18 is an enlarged system diagram of the compensator portion of the hydraulic control device shown in FIG. FIG. 19 is a cross-sectional view showing a main part of the hydraulic control device shown in FIG.

この第３実施形態も、上述した第１実施形態と同様に、多連型の流量制御システムに使用される油圧制御装置の一例として２連を例にしている。この第３実施形態における油圧制御装置の可変容量形ポンプ制御部によるロードセンシング機能等は、上述した第１実施形態の流量制御システム１と同一であるため、上述した第１実施形態と同一の構成には同一の符号を付して、その詳細な説明は省略する。また、上述した第２実施形態と同一の構成にも、その符号を付して説明する。この第３実施形態において、上述した油圧制御装置１００に対応する構成には、符号を４００番台に置き換えて付し、その詳細な説明は省略する。   Similarly to the first embodiment described above, the third embodiment also uses two stations as an example of a hydraulic control device used in a multiple flow control system. The load sensing function and the like by the variable displacement pump control unit of the hydraulic control device in the third embodiment are the same as those in the flow control system 1 in the first embodiment described above, and therefore the same configuration as in the first embodiment described above. Are denoted by the same reference numerals, and detailed description thereof is omitted. Further, the same components as those in the second embodiment described above are also given the reference numerals for explanation. In this 3rd Embodiment, the code | symbol is substituted and attached | subjected to the structure corresponding to the hydraulic control apparatus 100 mentioned above, and the detailed description is abbreviate | omitted.

（１）可変容量形ポンプ制御部によるロードセンシング機能
図１７に示す系統図において、図の左側に示す第３実施形態に係る油圧制御装置４００以外は、上述した第１実施形態の図１に示す構成と同一である。そのため、油圧制御装置４００以外の構成については、上述した第１実施形態における「（１）可変容量形ポンプ制御部によるロードセンシング機能」と同一の符号を付して、その詳細な説明は省略する。なお、この第３実施形態では油圧制御装置４００が第１実施形態と異なるので、全体を流量制御システム３で示す。 (1) Load sensing function by variable displacement pump control unit In the system diagram shown in FIG. 17, except for the hydraulic control device 400 according to the third embodiment shown on the left side of the figure, shown in FIG. 1 of the first embodiment described above. The configuration is the same. Therefore, components other than the hydraulic control device 400 are denoted by the same reference numerals as those in “(1) Load sensing function by the variable displacement pump control unit” in the first embodiment described above, and detailed description thereof is omitted. . In the third embodiment, since the hydraulic control device 400 is different from that of the first embodiment, the flow control system 3 is shown as a whole.

（２）油圧制御装置
図１７に示す流量制御システム３は、油圧制御装置４００，２００を備える。各油圧制御装置４００，２００の構成はほぼ同じであるが、油圧制御装置４００は、圧力調整弁に関する構成が、上述した図１に示す油圧制御装置１００と異なっている。 (2) Hydraulic Control Device A flow control system 3 shown in FIG. 17 includes hydraulic control devices 400 and 200. The configurations of the hydraulic control devices 400 and 200 are substantially the same, but the hydraulic control device 400 is different from the hydraulic control device 100 shown in FIG.

図１７に示すスプール弁４０１の機能は、上述した第１実施形態における「（２）油圧制御装置」と同一であるため、その詳細な説明は省略する。   The function of the spool valve 401 shown in FIG. 17 is the same as “(2) Hydraulic control device” in the first embodiment described above, and a detailed description thereof will be omitted.

図１７に示すように、油圧制御装置４００に備えられた圧力調整弁（以下、「調整弁」）４１０は、コンペンセータ４０２と切換弁４０３とを備えており、切換弁としての機能と逆止弁としての機能とを具備している。   As shown in FIG. 17, a pressure regulating valve (hereinafter referred to as “regulating valve”) 410 provided in the hydraulic control device 400 includes a compensator 402 and a switching valve 403, and functions as a switching valve and a check valve. As a function.

コンペンセータ４０２は、２つのポートを備えており、２つの状態を切り換えることができる。切換弁４０３は、４つのポートを備えており、２つの状態を切り換えることができる。切換弁４０３は、コンペンセータ４０２に内蔵され、コンペンセータ４０２に対して独立して機能する。   The compensator 402 has two ports and can switch between two states. The switching valve 403 has four ports and can switch between two states. The switching valve 403 is built in the compensator 402 and functions independently of the compensator 402.

コンペンセータ４０２は、この切換弁４０３の移動によってＰＬＳポート４８０から導かれる最高負荷圧力ＰＬＳと調整弁４１０に備えられたバネ４６５の弾性力Ｆにより加算される力とによる合計力（ＰＬＳ＋Ｆ／Ｓ；Ｆはバネの弾性力；Ｓは、油圧作用面の面積）、又は、切換弁４０３の移動によって第２流路４３１，４３２から導かれる圧力Ｐ３４と調整弁４１０に備えられたバネ４６５の弾性力Ｆにより加算される力とによる合計力（Ｐ３４＋Ｆ／Ｓ；Ｆはバネの弾性力；Ｓは、油圧作用面の面積）、のいずれか高い方の力によって絞り４５９を閉じる方向に移動する。このコンペンセータ４０２が移動することにより、絞り４５９（コンペンセート部）の開口面積が制御される。   The compensator 402 has a total force (PLS + F / S; F) of the maximum load pressure PLS guided from the PLS port 480 by the movement of the switching valve 403 and the force added by the elastic force F of the spring 465 provided in the adjustment valve 410. Is the elastic force of the spring; S is the area of the hydraulic acting surface), or the pressure P34 guided from the second flow path 431 and 432 by the movement of the switching valve 403 and the elastic force F of the spring 465 provided in the adjustment valve 410 The diaphragm 459 is moved in the closing direction by the higher force of the total force (P34 + F / S; F is the elastic force of the spring; S is the area of the hydraulic acting surface). By moving the compensator 402, the opening area of the aperture 459 (compensating portion) is controlled.

調整弁４１０の入口側の圧力Ｐ２４が前記合計力（ＰＬＳ＋Ｆ／Ｓ）よりも低い場合には、入力ポート４０２ａと出力ポート４０２ｂの間が閉じられる方向に力が作用する。その結果、開口面積が小さくなり、Ｐ２４＝（ＰＬＳ＋Ｆ／Ｓ）となるように制御される。すなわち、図において絞り４５９が絞られた状態となる。また、圧力Ｐ２４が前記合計力（ＰＬＳ＋Ｆ／Ｓ）よりも高い場合には、入力ポート４０２ａは、圧力Ｐ２４の値に応じて開口する絞り４５９を介して出力ポート４０２ｂと接続される。この時、絞り４５９の開きが大きくなり、Ｐ２４＝（Ｐ３４＋Ｆ／Ｓ）となる。   When the pressure P24 on the inlet side of the regulating valve 410 is lower than the total force (PLS + F / S), the force acts in the direction in which the gap between the input port 402a and the output port 402b is closed. As a result, the opening area is reduced, and control is performed so that P24 = (PLS + F / S). That is, in the figure, the aperture 459 is in a reduced state. Further, when the pressure P24 is higher than the total force (PLS + F / S), the input port 402a is connected to the output port 402b via a throttle 459 that opens according to the value of the pressure P24. At this time, the opening of the aperture 459 is increased, and P24 = (P34 + F / S).

そして、図１８に示すように、この第３実施形態では、調整弁４１０を軸方向に移動させるコンペンセータ４０２の受圧面積を異ならせている。図示する例では、コンペンセータ４０２のポンプポート側の圧力Ｐ２４が作用する図の左側が［１］であるのに対して、流路４３１，４３２側の圧力Ｐ３４が作用する図の右側を［１．０５］としている。つまり、流路４３１，４３２側の圧力Ｐ３４（負荷圧）が作用する調整弁４１０の入力部４０２ｃの受圧面積が大きくなるような［１：１．０５］の受圧面積差を持たせている。   And as shown in FIG. 18, in this 3rd Embodiment, the pressure receiving area of the compensator 402 which moves the adjustment valve 410 to an axial direction is varied. In the illustrated example, the left side of the figure where the pressure P24 on the pump port side of the compensator 402 acts is [1], whereas the right side of the figure where the pressure P34 on the flow path 431, 432 side acts is [1. 05]. That is, the pressure receiving area difference of [1: 1.05] is set such that the pressure receiving area of the input portion 402c of the regulating valve 410 on which the pressure P34 (load pressure) on the flow path 431, 432 side acts is increased.

このような受圧面積差とすることにより、コンペンセータ４０３の動作条件を、［負荷圧×１．０５＝ポンプ圧×１．０］としている。ここで、負荷圧は、圧力Ｐ３４側の圧力からバネ４６５（図１７）の弾性力Ｆを減算した力である。このような動作条件とすることにより、受圧面積差とバネの弾性力とが一定（実際には撓みによって変動するが、一定と仮定する）であるので、負荷圧側が上昇するのに伴ってポンプ圧側との差圧が減少し負荷圧に依存する流量特性を持たせることができる。この受圧面積差は一例であり、後述するように、負荷圧力の上昇に伴って流量が減少するような条件を満足するように、使用条件等に応じて設定すればよい。   By setting such a pressure receiving area difference, the operating condition of the compensator 403 is [load pressure × 1.05 = pump pressure × 1.0]. Here, the load pressure is a force obtained by subtracting the elastic force F of the spring 465 (FIG. 17) from the pressure on the pressure P34 side. By setting such an operating condition, the pressure receiving area difference and the elastic force of the spring are constant (actually fluctuates due to bending, but is assumed to be constant), so the pump as the load pressure side rises The differential pressure from the pressure side is reduced, and a flow rate characteristic depending on the load pressure can be provided. This pressure receiving area difference is an example, and may be set according to use conditions and the like so as to satisfy the condition that the flow rate decreases as the load pressure increases as will be described later.

一方、前記切換弁４０３は、ＰＬＳポート４８０から導かれる最高負荷圧力ＰＬＳと、前記コンペンセータ４０２の出力ポート４０２ｂから出力される作動油の圧力Ｐ３４との高低によって切り換る。   On the other hand, the switching valve 403 switches according to the level of the maximum load pressure PLS guided from the PLS port 480 and the hydraulic oil pressure P34 output from the output port 402b of the compensator 402.

最高負荷圧力ＰＬＳが圧力Ｐ３４よりも高い場合、図の右側に切り換り、ＰＬＳポート４８０から最高負荷圧力ＰＬＳがコンペンセータ４０２の入力部４０２ｃに供給される。一方、最高負荷圧力ＰＬＳが圧力Ｐ３４よりも低い場合、図の左側に切り換り、コンペンセータ４０２の入力部４０２ｃには、コンペンセータ４０２の出力ポート４０２ｂから圧力Ｐ３４が供給される。調整弁４１０に供給された作動油（圧力Ｐ２４）は、切換弁４０３を介して圧力Ｐ３４まで減圧されて最高負荷圧力ＰＬＳポート４８０に供給される。このように自連負荷圧が最高圧力の場合、この切換弁４０３の切り換えと、前記コンペンセータ４０２の切り換えとにより、この圧力Ｐ２４が減圧されて圧力Ｐ３４と同等の圧力となるように減圧される。これにより、流量制御システム３内の最高負荷圧力ＰＬＳが圧力Ｐ３４に更新され、圧力Ｐ３４が最高負荷圧力ＰＬＳとなる。   When the maximum load pressure PLS is higher than the pressure P34, the right side of the figure is switched, and the maximum load pressure PLS is supplied from the PLS port 480 to the input unit 402c of the compensator 402. On the other hand, when the maximum load pressure PLS is lower than the pressure P34, the pressure is switched to the left side in the figure, and the pressure P34 is supplied to the input unit 402c of the compensator 402 from the output port 402b of the compensator 402. The hydraulic fluid (pressure P24) supplied to the regulating valve 410 is reduced to the pressure P34 via the switching valve 403 and supplied to the maximum load pressure PLS port 480. When the self-load pressure is the maximum pressure as described above, the pressure P24 is reduced by the switching of the switching valve 403 and the switching of the compensator 402 so that the pressure becomes equal to the pressure P34. Thereby, the maximum load pressure PLS in the flow control system 3 is updated to the pressure P34, and the pressure P34 becomes the maximum load pressure PLS.

（３）油圧制御装置の具体的な構成
以下、油圧制御装置４００の具体的な構成、および機能について詳細に説明する。 (3) Specific Configuration of Hydraulic Control Device Hereinafter, a specific configuration and function of the hydraulic control device 400 will be described in detail.

図１９に示すように、前記油圧制御装置４００の本体４０５には、スプール弁４０１と、このスプール弁４０１と交わる各流路４３０〜４３４と、ポンプポート４２０と、タンクポート４２１（図１７）と、ＰＬＳポート４８０と、アクチュエータ４４０（図１７）と連通されるポートＡ１，Ｂ１とが設けられている。そして、流路４３０〜４３２が交わる中央部に調整弁４１０が設けられている。これらスプール弁４０１と流路４３０〜４３２との関係は、上述した第１実施形態における「（３）流用制御装置の具体的な構成」の記載と同一であるため、４００番台の符号を付して詳細な説明は省略する。   As shown in FIG. 19, a main body 405 of the hydraulic control device 400 includes a spool valve 401, flow paths 430 to 434 that intersect with the spool valve 401, a pump port 420, a tank port 421 (FIG. 17), and The PLS port 480 and ports A1 and B1 communicating with the actuator 440 (FIG. 17) are provided. And the adjustment valve 410 is provided in the center part where the flow paths 430-432 cross. Since the relationship between the spool valve 401 and the flow paths 430 to 432 is the same as that described in “(3) Specific configuration of the diversion control device” in the first embodiment described above, reference numerals in the 400s are attached. Detailed description will be omitted.

前記本体４０５の調整弁４１０が設けられる位置には、図の上部から、直径Ｄ５，深さＬ５の第５シリンダ部、直径Ｄ１，深さＬ１の第１シリンダ部、直径Ｄ２，深さＬ２の第２シリンダ部、直径Ｄ６，深さＬ６の第６シリンダ部および直径Ｄ３，深さＬ３の第３シリンダ部が同軸上に連続して設けられている。この第３実施形態では、５段のシリンダ部が設けられている。   From the top of the figure, the main body 405 is provided with a regulating valve 410 from the upper part of the figure, a fifth cylinder part having a diameter D5 and a depth L5, a first cylinder part having a diameter D1 and a depth L1, and a diameter D2 and a depth L2. A second cylinder part, a sixth cylinder part having a diameter D6 and a depth L6, and a third cylinder part having a diameter D3 and a depth L3 are continuously provided on the same axis. In the third embodiment, a five-stage cylinder portion is provided.

第１シリンダ部の側部に、前記ＰＬＳポート４８０が設けられている。また、この実施形態では、第５シリンダ部の側部にドレンポート４８１が設けられている。第２シリンダ部と第６シリンダ部の連結部と、第６シリンダ部と第３シリンダ部との連結部には、段差が設けられている。第６シリンダ部の下部側面は、流路４３１および流路４３２と連通する開口部となっている。   The PLS port 480 is provided on the side of the first cylinder portion. Moreover, in this embodiment, the drain port 481 is provided in the side part of the 5th cylinder part. Steps are provided at the connecting portion between the second cylinder portion and the sixth cylinder portion, and at the connecting portion between the sixth cylinder portion and the third cylinder portion. A lower side surface of the sixth cylinder portion is an opening communicating with the flow path 431 and the flow path 432.

このようなシリンダ部で形成されたケーシング穴４０６には、調整弁４１０を収納するスリーブ４７０が設けられている。この実施形態におけるスリーブ４７０は、上部スリーブ４７０Ａと下部スリーブ４７０Ｂとに分割された２つの部品で構成されている。これら上部スリーブ４７０Ａと下部スリーブ４７０Ｂとによって、本体４０５との間で調整弁４１０を収納している。このスリーブ４７０は、下方が開口し、外径が直径Ｄ２，Ｄ１，Ｄ５の３段で形成された略円筒状となっている。スリーブ４７０は、下部スリーブ４７０Ｂの下端が前記第２シリンダ部と第６シリンダ部との連結部の段差に当接した状態で、押え部４７０ａをボルト４７０ｂで固定することによって本体４０５に取付けられている。スリーブ４７０の各シリンダ部と本体４０５との間は、シール４７３，４７４，４７５によって液密が保たれている。   A casing hole 406 formed by such a cylinder portion is provided with a sleeve 470 for accommodating the adjustment valve 410. The sleeve 470 in this embodiment is composed of two parts divided into an upper sleeve 470A and a lower sleeve 470B. These upper sleeve 470A and lower sleeve 470B accommodate the regulating valve 410 with the main body 405. The sleeve 470 has a substantially cylindrical shape with an opening at the bottom and an outer diameter formed in three stages of diameters D2, D1, and D5. The sleeve 470 is attached to the main body 405 by fixing the holding portion 470a with a bolt 470b in a state where the lower end of the lower sleeve 470B is in contact with the step of the connecting portion between the second cylinder portion and the sixth cylinder portion. Yes. Liquid tightness is maintained between the cylinder portions of the sleeve 470 and the main body 405 by seals 473, 474, and 475.

スリーブ４７０Ａ，４７０Ｂの分割位置は、前記したように、コンペンセータ４０２の受圧面積に「１：１．０５」の面積差を持たせているので、そのコンペンセータ４０２の径差分で内径を異ならせている。スリーブ４７０Ａの内径は径の大きな直径Ｄ７で形成され、スリーブ４７０Ｂの内径は直径Ｄ４で形成されている。この直径Ｄ７と直径Ｄ４との間では径差を設けているが、直径Ｄ４と直径Ｄ３とは同径で形成されている。   As described above, the divided positions of the sleeves 470 </ b> A and 470 </ b> B have an area difference of “1: 1.05” in the pressure receiving area of the compensator 402. . The inner diameter of the sleeve 470A is formed with a large diameter D7, and the inner diameter of the sleeve 470B is formed with a diameter D4. Although a diameter difference is provided between the diameter D7 and the diameter D4, the diameter D4 and the diameter D3 are formed with the same diameter.

スリーブ４７０の直径Ｄ１の位置には、貫通孔４７２（第２孔）が設けられている。この貫通孔４７２は、前記前記シール４７４，４７５でシールして液密な空間に区画した面に設けられている。ＰＬＳポート４８０に他の連の最高負荷圧力ＰＬＳが供給された場合には、貫通孔４７２を通じてスリーブ４７０の内側へと導くことができる。さらに、シール４７３，４７４でシールした間のスリーブ４７０Ｂの直径Ｄ１の位置には、圧抜孔４７６が設けられている。この圧抜孔４７６は、コンペンセータ４０２の径が異なるスリーブ４７０Ａ，４７０Ｂの分割位置に設けられたドレン孔であり、前記ドレンポート４８１と連通している。   A through hole 472 (second hole) is provided at the position of the diameter D1 of the sleeve 470. The through hole 472 is provided on a surface partitioned by the seals 474 and 475 and partitioned into a liquid-tight space. When the other maximum load pressure PLS is supplied to the PLS port 480, the PLS port 480 can be guided to the inside of the sleeve 470 through the through hole 472. Further, a pressure release hole 476 is provided at the position of the diameter D1 of the sleeve 470B while being sealed with the seals 473 and 474. The pressure release hole 476 is a drain hole provided at a split position of the sleeves 470A and 470B having different diameters of the compensator 402, and communicates with the drain port 481.

スリーブ４７０に収納される調整弁４１０は、上部が大径の直径Ｄ７で下部が小径の直径Ｄ４となった２段の円柱状のピストンに形成されており、その下部に直径Ｄ４と同径で形成された直径Ｄ３の絞り４５９を備えている。この絞り４５９は、流路４３０と流路４３１，４３２との連通面積を調整する縦長の開口で形成されている。この絞り４５９は、流路４３０（第１流路）に流れる作動油の圧力Ｐ２４と、ポンプポート４２０の圧力Ｐ１４との差が一定となるように、調整弁４１０が上下動することにより面積が変化して圧力を調整する。   The regulating valve 410 housed in the sleeve 470 is formed as a two-stage cylindrical piston having an upper diameter D7 and a lower diameter D4 at the upper part, and the lower part has the same diameter as the diameter D4. A diaphragm 459 having a diameter D3 is provided. The throttle 459 is formed by a vertically long opening that adjusts the communication area between the flow path 430 and the flow paths 431 and 432. The throttle 459 has an area that is increased by moving the adjustment valve 410 up and down so that the difference between the pressure P24 of the hydraulic oil flowing in the flow path 430 (first flow path) and the pressure P14 of the pump port 420 becomes constant. Change to adjust the pressure.

前記上部スリーブ４７０Ａは、この調整弁４１０が内部に収納された状態で、調整弁４１０の上部と上部スリーブ４７０Ａとの間に直径Ｄ７の圧力室４６４を形成している。この圧力室４６４には、所定の弾性力を有するバネ４６５が設けられている。この圧力室４６４が、入力部４０２ｃ（図１７）である。   The upper sleeve 470A forms a pressure chamber 464 having a diameter D7 between the upper portion of the regulating valve 410 and the upper sleeve 470A in a state where the regulating valve 410 is housed inside. The pressure chamber 464 is provided with a spring 465 having a predetermined elastic force. The pressure chamber 464 is the input unit 402c (FIG. 17).

図２０は図１９に示すコンペンセータの構成を示す斜視図である。この図では部分的に誇張している。前記コンペンセータ４０２は、孔４５０、横孔４５１、連通溝４５２、孔４５４、孔４５６、小径部４５３、環状溝部４４９、小径溝部４７７、係止部４５７を備えている。孔４５４はシャトル４５５が移動する孔であり、孔４５０、横孔４５１および孔４５６と交わるように横向きに設けられている。   20 is a perspective view showing the configuration of the compensator shown in FIG. This figure is partially exaggerated. The compensator 402 includes a hole 450, a lateral hole 451, a communication groove 452, a hole 454, a hole 456, a small diameter part 453, an annular groove part 449, a small diameter groove part 477, and a locking part 457. The hole 454 is a hole through which the shuttle 455 moves, and is provided sideways so as to intersect with the hole 450, the horizontal hole 451, and the hole 456.

孔４５４と交わる孔４５０は、頂部に形成される圧力室４６４（図１９）と連通するように縦向きに設けられている。横孔４５１は、環状溝部４４９と連通するように横向きに設けられている。孔４５４と交わる孔４５６は、流路４３０（図１９）と連通するように縦向きに設けられている。   A hole 450 intersecting with the hole 454 is provided in a vertical direction so as to communicate with a pressure chamber 464 (FIG. 19) formed at the top. The lateral hole 451 is provided laterally so as to communicate with the annular groove 449. The hole 456 that intersects with the hole 454 is provided in a vertical direction so as to communicate with the flow path 430 (FIG. 19).

そして、この実施形態のコンペンセータ４０２は、前記小径溝部４７７の上部が直径Ｄ７の大径上部４４８に形成され、小径溝部４７７の下部が直径Ｄ４と、直径Ｄ３（直径Ｄ４と同径）とで形成されている。つまり、このコンペンセータ４０２は、下面の第１流路４３０の圧力Ｐ２４（図１９）が作用する下側の直径Ｄ３が小径で、上面の第２流路である流路４３１，４３２、又はＰＬＳポート４８０の最高負荷圧力ＰＬＳが作用する上側の直径Ｄ７が大径となるように形成されている。この例では、下側の直径Ｄ３を「１」とすると、上側の直径Ｄ７を「１．０５」とし、上下に「１：１．０５」の受圧面積差を設けた異径コンペンセータ４０２としている。   In the compensator 402 of this embodiment, the upper portion of the small-diameter groove portion 477 is formed as a large-diameter upper portion 448 having a diameter D7, and the lower portion of the small-diameter groove portion 477 is formed with a diameter D4 and a diameter D3 (same diameter as the diameter D4). Has been. That is, the compensator 402 has a lower diameter D3 on which the pressure P24 (FIG. 19) of the first flow path 430 on the lower surface acts and a flow path 431, 432 which is the second flow path on the upper surface, or a PLS port. The upper diameter D7 on which the maximum load pressure PLS of 480 acts is formed to be a large diameter. In this example, when the lower diameter D3 is “1”, the upper diameter D7 is “1.05”, and the different diameter compensator 402 is provided with a pressure receiving area difference of “1: 1.05” above and below. .

また、孔４５４の外端は前記環状溝部４４９に開口している。さらに、連通溝４５２は、小径部４５３と環状溝部４４９とを連通させるように所定の箇所に縦向きに設けられている。横孔４５１の外周は、環状溝部４４９に開口している。これにより、ＰＬＳポート４８０（図１９）の最高負荷圧力ＰＬＳを、小径部４５３と連通溝４５２とを介して環状溝部４４９と横孔４５１とに導いている。これにより、ＰＬＳポート４８０の最高負荷圧力ＰＬＳ（図１９）を、孔４５４の外端に導いている。   Further, the outer end of the hole 454 opens in the annular groove portion 449. Further, the communication groove 452 is provided vertically at a predetermined location so as to allow the small diameter portion 453 and the annular groove portion 449 to communicate with each other. The outer periphery of the horizontal hole 451 is open to the annular groove 449. Thereby, the maximum load pressure PLS of the PLS port 480 (FIG. 19) is guided to the annular groove portion 449 and the lateral hole 451 through the small diameter portion 453 and the communication groove 452. Thereby, the maximum load pressure PLS (FIG. 19) of the PLS port 480 is guided to the outer end of the hole 454.

円柱状の小径部４５３は、図１９に示すように、コンペンセータ４０２をスリーブ４７０に収納して上下移動させても、スリーブ４７０の貫通孔４７２と常に連通する範囲に設けられている。   As shown in FIG. 19, the columnar small diameter portion 453 is provided in a range that always communicates with the through hole 472 of the sleeve 470 even when the compensator 402 is accommodated in the sleeve 470 and moved up and down.

さらに、前記小径溝部４７７は、コンペンセータ４０２がスリーブ４７０内で上下移動しても、コンペンセータ４０２の大径上部４４８の直径Ｄ７と直径Ｄ４との差の隙間を介して、スリーブ４７０Ｂに設けた圧抜孔４７６と常に連通する範囲に設けられている。これにより、小径溝部４７７の上部の直径Ｄ７と下部の直径Ｄ４との径差による受圧面積差で生じる圧力差を、常に圧抜孔４７６から逃がすようにしている。つまり、コンペンセータ４０２の上下動時に生じる小径溝部４７７内の圧を常に圧抜孔４７６からドレンポート４８１に抜くようにして、コンペンセータ４０２が移動した時に小径溝部４７７内に生じる圧を逃がしている（図１９）。このドレンポート４８１は、図１７の系統図では省略されている。   Further, the small-diameter groove portion 477 is a pressure-removing hole provided in the sleeve 470B through a gap between the diameter D7 and the diameter D4 of the large-diameter upper portion 448 of the compensator 402 even when the compensator 402 moves up and down in the sleeve 470. It is provided in a range that always communicates with 476. Thus, the pressure difference caused by the pressure receiving area difference due to the difference in diameter between the upper diameter D7 and the lower diameter D4 of the small diameter groove portion 477 is always released from the pressure release hole 476. That is, the pressure generated in the small-diameter groove 477 generated when the compensator 402 is moved up and down is always released from the depressurization hole 476 to the drain port 481 to release the pressure generated in the small-diameter groove 477 when the compensator 402 moves (FIG. 19). ). This drain port 481 is omitted in the system diagram of FIG.

前記係止部４５７は、環状の突起部であり、絞り４５９の上部に設けられている。係止部４５７は、図示するように上方に向けて直径が大きくなるテーパ面に加工されており、このテーパ面が図１９に示すように、本体４０５の直径Ｄ３，深さＬ３の第３シリンダ部の上端角部（第６シリンダ部と第３シリンダ部との間の段差部分）に当接するように形成されている。絞り４５９は、コンペンセータ４０２の上昇に伴って開口面積が増加する縦長の開口で構成されている。   The locking portion 457 is an annular protrusion and is provided on the top of the aperture 459. The locking portion 457 is processed into a tapered surface whose diameter increases upward as shown in the figure, and this tapered surface is a third cylinder having a diameter D3 and a depth L3 of the main body 405 as shown in FIG. It is formed so as to contact the upper end corner (the step portion between the sixth cylinder and the third cylinder) of the part. The diaphragm 459 is formed of a vertically long opening whose opening area increases with the rise of the compensator 402.

また、コンペンセータ４０２は、図１９に示すように、係止部４５７が第６シリンダ部と第３シリンダ部の段差部分に接している状態で、流路４３０と流路４３１，４３２との間を完全に閉塞するように構成されている。この状態で、前記孔４５４は、スリーブ４７０の下端よりも下側に下がらない位置に設けられている。なお、コンペンセータ４０２の側部には、切欠部４６０および流路４６１が設けられている。これらは、流路４３２、流路４３１と孔４５４とを連通させている。   Further, as shown in FIG. 19, the compensator 402 has a gap between the flow path 430 and the flow paths 431 and 432 in a state where the locking part 457 is in contact with the stepped portion of the sixth cylinder part and the third cylinder part. It is configured to be completely occluded. In this state, the hole 454 is provided at a position that does not fall below the lower end of the sleeve 470. A notch 460 and a flow path 461 are provided on the side of the compensator 402. These communicate the flow path 432, the flow path 431 and the hole 454.

このように、第３実施形態では、コンペンセータ４０２の下面の圧力Ｐ２４が作用する直径Ｄ３と、上面の圧力Ｐ３４又は最高負荷圧力ＰＬＳが作用する直径Ｄ７とに径差（面積差）を設けている。   Thus, in the third embodiment, a diameter difference (area difference) is provided between the diameter D3 on which the pressure P24 on the lower surface of the compensator 402 acts and the diameter D7 on which the pressure P34 on the upper surface or the maximum load pressure PLS acts. .

図２１は図２０のコンペンセータに内蔵する切換弁のシャトルを示す斜視図である。図示するように、シャトル４５５には、円柱状の小径部４５５ａと、この小径部４５５ａから一方に離れた所定位置の油圧バランス用油溝４５５ｂと、他方の端部の小径部４５５ｃとが設けられている。小径部４５５ａと小径部４５５ｃとの間に形成された大径部４５５ｄと他の大径部４５５ｅ，４５５ｆは、孔４５４に内蔵して摺動可能な同径で形成されている。大径部４５５ｆは、以下、「頭部」ともいう。   FIG. 21 is a perspective view showing a shuttle of a switching valve built in the compensator of FIG. As shown in the figure, the shuttle 455 is provided with a cylindrical small diameter portion 455a, a hydraulic balance oil groove 455b at a predetermined position away from the small diameter portion 455a, and a small diameter portion 455c at the other end. ing. The large-diameter portion 455d formed between the small-diameter portion 455a and the small-diameter portion 455c and the other large-diameter portions 455e and 455f are formed in the hole 454 so as to be slidable. Hereinafter, the large-diameter portion 455f is also referred to as a “head”.

前記大径部４５５ｅ，４５５ｆの位置および軸方向長さは、図１９において、シャトル４５５が孔４５４の左側にあるときに孔４５６と小径部４５５ａの周囲とが連通し、シャトル４５５が孔４５４の右側にあるときに孔４５６を遮断して小径部４５５ａと孔４５０とが連通するように設定されている。小径部４５５ｃは、シャトル４５５が右端に移動したときに孔４５０と流路４６１との連通を塞ぐ軸方向長さで形成されている。   The positions and the axial lengths of the large diameter portions 455e and 455f are shown in FIG. 19 when the shuttle 455 is on the left side of the hole 454 and the hole 456 communicates with the periphery of the small diameter portion 455a. When it is on the right side, the hole 456 is blocked and the small diameter portion 455a and the hole 450 are communicated with each other. The small diameter portion 455c is formed with an axial length that blocks communication between the hole 450 and the flow path 461 when the shuttle 455 moves to the right end.

シャトル４５５は、図１９に示すように、孔４５４内に液密な状態で左右に摺動可能な状態で内蔵され、このシャトル４５５がコンペンセータ４０２の孔４５４に内蔵された状態で摺動し、孔４５０、横孔４５１，孔４５６（第１孔）、流路４６１を連通／遮断することで、切換弁４０３として機能する。   As shown in FIG. 19, the shuttle 455 is incorporated in the hole 454 in a liquid-tight state so as to be slidable to the left and right. The shuttle 455 is slid in a state of being incorporated in the hole 454 of the compensator 402, The switching valve 403 functions by communicating / blocking the hole 450, the lateral hole 451, the hole 456 (first hole), and the flow path 461.

また、図１９に示すように、ＰＬＳポート４８０、貫通孔４７２、小径部４５３、連通溝４５２、環状溝部４４９を介して孔４５４に入力される作動油（この作動油の圧力は、最高負荷圧力ＰＬＳ）は、シャトル４５５の頭部（図の左側）に作用する作動油と、環状溝部４４９から横孔４５１を介して小径部４５５ａに作用する作動油とになる。さらに、シャトル４５５には、孔４５６から圧力Ｐ２４の作動油が作用し、流路４６１から圧力Ｐ３４の作動油が作用している。したがって、これらの作動油の圧力バランスによって、シャトル４５５は移動する。つまり、図１９において、シャトル４５５は、左右から作用する圧力の大小関係に応じて独立的に左右に移動する。   In addition, as shown in FIG. 19, hydraulic oil that is input to the hole 454 through the PLS port 480, the through hole 472, the small diameter portion 453, the communication groove 452, and the annular groove portion 449 (the pressure of this hydraulic oil is the maximum load pressure). PLS) is hydraulic oil that acts on the head (left side in the figure) of the shuttle 455 and hydraulic oil that acts on the small diameter portion 455a from the annular groove portion 449 through the lateral hole 451. Further, the hydraulic oil at the pressure P24 acts on the shuttle 455, and the hydraulic oil at the pressure P34 acts from the flow path 461. Therefore, the shuttle 455 moves by the pressure balance of these hydraulic fluids. That is, in FIG. 19, the shuttle 455 moves independently from side to side in accordance with the magnitude relationship between the pressures acting from the left and right.

しかも、このように圧力差に応じて移動するシャトル４５５により、シャトル４５５が移動した時に、孔４５６が孔４５４と連通する開口面積を変化させて、孔４５６から孔４５４へ流れ込んで横孔４５１へと流れる作動油を減圧する減圧機能を切換弁４０３に持たせている。   Moreover, when the shuttle 455 moves by the shuttle 455 moving according to the pressure difference in this way, the opening area where the hole 456 communicates with the hole 454 is changed, and flows into the hole 454 from the hole 456 to the horizontal hole 451. The switching valve 403 is provided with a pressure reducing function for reducing the flowing hydraulic oil.

図１９は、他の連が最高負荷圧力ＰＬＳの状態を示しており、ＰＬＳポート４８０から貫通孔４７２と、小径部４５３を介して、孔４５４の図示する左側に他の連の最高負荷圧力ＰＬＳが作用するので、シャトル４５５は図の右端に移動した状態となっている。なお、自連が最高負荷圧力ＰＬＳの場合には、最高負荷圧力ＰＬＳである流路４３２内の作動油（圧力はＰ３４）が、切欠部４６０、流路４６１を介して孔４５４の図示する右側に作用するので、シャトル４５５は図の左側に移動する。このように、シャトル４５５は、軸方向に作用する圧力の大小関係に応じて、コンペンセータ４０２とは独立して左右に移動する。   FIG. 19 shows a state in which the other stations are at the maximum load pressure PLS, and the maximum load pressure PLS of the other stations is displayed on the left side of the hole 454 through the through hole 472 and the small diameter portion 453 from the PLS port 480. Therefore, the shuttle 455 is moved to the right end in the figure. When the self-run is the maximum load pressure PLS, the hydraulic oil (pressure P34) in the flow path 432, which is the maximum load pressure PLS, flows through the notch 460 and the flow path 461 to the right side of the hole 454 shown in the figure. The shuttle 455 moves to the left side of the figure. Thus, the shuttle 455 moves to the left and right independently of the compensator 402 in accordance with the magnitude relationship between the pressures acting in the axial direction.

また、このように圧力の大小関係に応じてシャトル４５５が移動することにより、スリーブ４７０の圧力室４６４には、小径部４５３から連通溝４５２、環状溝部４４９、横孔４５１、孔４５０を介してＰＬＳポート４８０の圧力、又は流路４６１、孔４５４、孔４５０を介して流路４３１，４３２の圧力、の流量制御システム３内で最大の最高負荷圧力ＰＬＳが供給される。図１９は、他の連が最高負荷圧力の場合であるため、ＰＬＳポート４８０の圧力が、小径部４５３から連通溝４５２、環状溝部４４９、横孔４５１、孔４５０を介して圧力室４６４に作用している。したがって、この状態の調整弁４１０は、最高負荷圧力ＰＬＳ×ＳＤ７（但し、ＳＤ７は、最高負荷圧力ＰＬＳが作用する調整弁４１０の上面の直径Ｄ７の面積）に、この調整弁４１０の位置に応じて決まるバネ４６５の弾性力Ｆを加算した力（ＰＬＳ×ＳＤ７＋Ｆ）で下向きに付勢されている。この時、調整弁４１０には、流路４３０に流れ込む作動油により、圧力Ｐ２４×ＳＤ３（但し、Ｐ２４は、流路４３０内の圧力。ＳＤ３は、圧力Ｐ２４が作用する調整弁４１０の下面の直径Ｄ３の面積）で上向きに付勢されているが、調整弁４１０の上面に作用する力の方が大きいため、係止部４５７が本体４０５と密着する下向きに押圧された状態となっている。   In addition, as the shuttle 455 moves in accordance with the magnitude relationship of the pressure in this way, the pressure chamber 464 of the sleeve 470 moves from the small diameter portion 453 through the communication groove 452, the annular groove portion 449, the lateral hole 451, and the hole 450. The maximum maximum load pressure PLS in the flow rate control system 3 of the pressure of the PLS port 480 or the pressure of the flow paths 431 and 432 is supplied via the flow path 461, the hole 454 and the hole 450. FIG. 19 shows the case where the other station is at the maximum load pressure, so that the pressure of the PLS port 480 acts on the pressure chamber 464 from the small diameter part 453 through the communication groove 452, the annular groove part 449, the lateral hole 451, and the hole 450. doing. Therefore, the regulating valve 410 in this state corresponds to the maximum load pressure PLS × SD7 (where SD7 is the area of the diameter D7 of the upper surface of the regulating valve 410 on which the maximum load pressure PLS acts) according to the position of the regulating valve 410. It is biased downward by a force (PLS × SD7 + F) obtained by adding the elastic force F of the spring 465 determined. At this time, the pressure P24 × SD3 (where P24 is the pressure in the flow path 430. SD3 is the diameter of the lower surface of the adjustment valve 410 on which the pressure P24 acts) due to the hydraulic oil flowing into the flow path 430. D3 area), but the force acting on the upper surface of the regulating valve 410 is larger, so that the locking portion 457 is pressed downward in close contact with the main body 405.

しかも、この実施形態では、コンペンセータ上部の圧力室４６４側の直径Ｄ７の受圧面積を、下部の流路４３０側の直径Ｄ３の受圧面積に対して、［１．０５：１］の面積差を設けて大きくすることにより、流路４３１（４３２）側の圧力、すなわち負荷圧力が上昇して圧力室４６４に作用する圧力が上昇すれば、コンペンセータ４０２がより絞り４５９を閉じる方向に力が作用して、負荷圧力が上昇すると負荷への流量が減少するような流量特性を持たせている。このように、この第３実施形態では、コンペンセータ４０２を移動させる受圧面積ＳＤ７とＳＤ３とに所定の面積差を設け、これらの大小関係を調節することによって、負荷圧に対する流量制御特性を調整している。   Moreover, in this embodiment, the pressure receiving area of the diameter D7 on the pressure chamber 464 side in the upper part of the compensator is set to [1.05: 1] with respect to the pressure receiving area of the diameter D3 on the lower flow path 430 side. If the pressure on the flow path 431 (432) side, that is, the load pressure rises and the pressure acting on the pressure chamber 464 rises, the compensator 402 acts more in the direction to close the throttle 459. The flow rate characteristic is such that the flow rate to the load decreases as the load pressure increases. As described above, in the third embodiment, a predetermined area difference is provided in the pressure receiving areas SD7 and SD3 in which the compensator 402 is moved, and the flow rate control characteristic with respect to the load pressure is adjusted by adjusting the magnitude relationship therebetween. Yes.

なお、このコンペンセータ４０２の上部の直径Ｄ７の面積ＳＤ７と、下部の直径Ｄ３の面積ＳＤ３との面積差を、ＳＤ７＞ＳＤ３（例えば、ＳＤ７をＳＤ３に比べて１％〜１０％程度大きくする）とすることにより、自連が最高圧の場合に、流量特性を、負荷圧力が上昇するのに伴って負荷流量が減少するような流量特性に変更することができる。   Note that the difference between the area SD7 of the upper diameter D7 of the compensator 402 and the area SD3 of the lower diameter D3 is SD7> SD3 (for example, SD7 is increased by about 1% to 10% compared to SD3). By doing so, when the self-registration is at the maximum pressure, the flow rate characteristic can be changed to a flow rate characteristic such that the load flow rate decreases as the load pressure increases.

前記調整弁４１０の逆止弁としての機能は、環状の係止部４５７が絞り４５９を閉じて本体４０５と密着することにより発揮される。つまり、流路４３０内の圧力が流路４３２および流路４３１の圧力より低下した場合、係止部４５７は、流路４３０と流路４３１および流路４３２との間を遮断するように本体４０５と密接し、流路４３１および流路４３２から流路４３０へ作動油が逆流するのを防止する逆止弁となる。この時、本体４０５の第２シリンダ部と第３シリンダ部との段差部分の角部が、係止部４５７に接する弁座として機能する。   The function of the adjustment valve 410 as a check valve is exhibited when the annular locking portion 457 closes the throttle 459 and comes into close contact with the main body 405. That is, when the pressure in the flow path 430 is lower than the pressure in the flow path 432 and the flow path 431, the locking portion 457 causes the main body 405 to block between the flow path 430, the flow path 431, and the flow path 432. And a check valve that prevents the hydraulic oil from flowing back from the flow path 431 and the flow path 432 to the flow path 430. At this time, the corner portion of the step portion between the second cylinder portion and the third cylinder portion of the main body 405 functions as a valve seat in contact with the locking portion 457.

（４）駆動例
図２２は図１９の構成において自連が最高負荷圧力の場合のコンペンセータと切換弁の状態を示す断面図である。この状態は、流路４３２内の圧力Ｐ３４がシステム１内の他の連の最高負荷圧力ＰＬＳよりも高い状態である。作動油の流れを矢印で示す。 (4) Driving Example FIG. 22 is a cross-sectional view showing the state of the compensator and the switching valve when the local station is at the maximum load pressure in the configuration of FIG. This state is a state in which the pressure P34 in the flow path 432 is higher than the maximum load pressure PLS of other stations in the system 1. The flow of hydraulic oil is indicated by arrows.

この図は自連が最高負荷圧力であるため、流路４３２内の作動油が切欠部４６０、流路４６１を介して孔４５４に導かれ、シャトル４５５は、図示するように左側に移動させられる。図ではシャトル４５５が左端に位置する例を示しているが、圧力のバランスによって必ずしも左端とは限らず、シャトル４５５の頭部に作用する圧力と、流路４６１から作用する圧力とのバランスする位置となるように、孔４５６から流入する直前の圧力Ｐ２４が減圧される。すなわち、孔４５６から孔４５４を介して横孔４５１へ流れる流路４３０内の作動油（この作動油の圧力はＰ２４）は、孔４５６と孔４５４とが連通する部分の面積変化に応じて圧力Ｐ３４まで減圧されながら流れるように調整され、ＰＬＳ圧として圧力Ｐ３４が出力される。図示する状態では、圧力室４６４に圧力Ｐ３４の作動油が導かれている。   In this figure, since the self-load is the maximum load pressure, the hydraulic oil in the flow path 432 is guided to the hole 454 through the notch 460 and the flow path 461, and the shuttle 455 is moved to the left side as shown. . Although the figure shows an example in which the shuttle 455 is located at the left end, the position is not necessarily the left end depending on the pressure balance, and the position where the pressure acting on the head of the shuttle 455 and the pressure acting from the flow path 461 are balanced. The pressure P24 immediately before flowing in from the hole 456 is reduced. That is, the hydraulic oil in the flow path 430 flowing from the hole 456 to the horizontal hole 451 through the hole 454 (the pressure of this hydraulic oil is P24) is changed according to the area change of the portion where the hole 456 and the hole 454 communicate with each other. The pressure is adjusted to flow while being reduced to P34, and the pressure P34 is output as the PLS pressure. In the state shown in the drawing, the hydraulic oil having the pressure P <b> 34 is guided to the pressure chamber 464.

つまり、この孔４５６から孔４５４に作動油が流れる時の圧力Ｐ２４の減圧は、孔４５６と孔４５４とが連通した状態で、シャトル４５５の小径部４５５ａと孔４５０とが連通しないように設定されているため、シャトル４５５の小径部４５５ａに孔４５６から導かれる圧力Ｐ２４（ＰＬＳ）がシャトル右側に導かれる圧力Ｐ３４と同等の圧力となるように圧力調整される。この調整は、シャトル４５５が、このシャトル４５５に働く力がバランスするように移動して行われる。   That is, the pressure P24 when the hydraulic oil flows from the hole 456 to the hole 454 is set so that the small diameter portion 455a of the shuttle 455 and the hole 450 do not communicate with each other while the hole 456 and the hole 454 communicate with each other. Therefore, the pressure is adjusted so that the pressure P24 (PLS) guided from the hole 456 to the small diameter portion 455a of the shuttle 455 becomes equal to the pressure P34 guided to the right side of the shuttle. This adjustment is performed by moving the shuttle 455 so that the forces acting on the shuttle 455 are balanced.

そして、この孔４５６からシャトル４５５の小径部４５５ａに流れ込む作動油は、大径部４５５ｅによって流量が絞られながら孔４５４に流れ込み、小径部４５５ａから横孔４５１、環状溝部４４９、連通溝４５２、小径部４５３を介して貫通孔４７２からＰＬＳポート４８０に供給される。これにより、流量制御システム３の最高負荷圧力ＰＬＳが圧力Ｐ３４に更新される。このＰＬＳポート４８０に供給された作動油のＰＬＳライン１８での減圧は、上述した第１実施形態の作用と同一であるため、その説明は省略する。   The hydraulic oil flowing into the small diameter portion 455a of the shuttle 455 from this hole 456 flows into the hole 454 while the flow rate is reduced by the large diameter portion 455e, and from the small diameter portion 455a, the lateral hole 451, the annular groove portion 449, the communication groove 452, the small diameter. It is supplied to the PLS port 480 from the through hole 472 via the portion 453. Thereby, the maximum load pressure PLS of the flow control system 3 is updated to the pressure P34. Since the pressure reduction of the hydraulic oil supplied to the PLS port 480 in the PLS line 18 is the same as the operation of the first embodiment described above, the description thereof is omitted.

しかも、この第３実施形態によれば、図１８に示すように、ＰＬＳポート４８０へ流れる作動油の圧力を制御する切換弁４０３のコンペンセータ４０２に、圧力室４６４側の受圧面積が［１．０５］であるのに対して、流路４３０側の受圧面積が［１］となるように受圧面積差を設けているので、この受圧面積差によって、自連の圧力Ｐ３４の上昇に伴ってポンプ圧力と圧力Ｐ２４との差圧が減少し、負荷圧上昇に伴って流量がより減少するような流量特性とすることができる。   Moreover, according to the third embodiment, as shown in FIG. 18, the pressure receiving area on the pressure chamber 464 side is [1.05] on the compensator 402 of the switching valve 403 that controls the pressure of the hydraulic fluid flowing to the PLS port 480. ], The pressure receiving area difference is provided so that the pressure receiving area on the flow path 430 side is [1]. Therefore, the pump pressure is increased as the pressure P34 increases due to this pressure receiving area difference. And the flow rate characteristic such that the flow rate is further reduced as the load pressure is increased.

この流量特性を数式を用いて具体的に説明する。前記図１９に示すコンペンセータ４０２の直径Ｄ３で示す下部の小径側受圧面積をＡ２４、直径Ｄ７で示す上部の大径側受圧面積をＡ３４とし、コンペンセータ４０２の入口側の圧力をＰ２４とし、Ｐ３４が最高圧とすると、図２２のように圧力室４６４には圧力Ｐ３４とバネ４６５の弾性力Ｆとが作用している関係から、次の数式１４，１５が成立する。   This flow rate characteristic will be specifically described using mathematical expressions. The lower diameter side pressure receiving area indicated by the diameter D3 of the compensator 402 shown in FIG. 19 is A24, the upper diameter side pressure receiving area indicated by the diameter D7 is A34, the pressure on the inlet side of the compensator 402 is P24, and P34 is the maximum. Assuming that the pressure is high, the following equations 14 and 15 are established from the relationship in which the pressure P34 and the elastic force F of the spring 465 act on the pressure chamber 464 as shown in FIG.

Figure 2005140253
Figure 2005140253

Figure 2005140253
Figure 2005140253

そして、これらの関係から、コンペンセータ４０２の入口側の圧力Ｐ２４と出口側の圧力Ｐ３４との差圧は、数式１６，１７で表すことができる。   From these relationships, the differential pressure between the pressure P24 on the inlet side and the pressure P34 on the outlet side of the compensator 402 can be expressed by Equations 16 and 17.

Figure 2005140253
Figure 2005140253

Figure 2005140253
Figure 2005140253

ここで、可変容量形ポンプ１１の吐出圧力をＰｄとすると、この吐出圧力Ｐｄと出口側の圧力Ｐ３４（この場合、最高負荷圧力ＰＬＳ）との関係は、「Ｐｄ−Ｐ３４＝（Ｐ−Ｐ２４）＋（Ｐ２４−Ｐ３４）＝Ｐｒｅｆ」となり、その差圧は一定のＰｒｅｆとなる。   Here, when the discharge pressure of the variable displacement pump 11 is Pd, the relationship between the discharge pressure Pd and the outlet side pressure P34 (in this case, the maximum load pressure PLS) is “Pd−P34 = (P−P24)”. + (P24−P34) = Pref ”, and the differential pressure becomes a constant Pref.

一方、コンペンセータ４０２に供給される作動油の流量としては、数式１８で表すことができる。   On the other hand, the flow rate of the hydraulic oil supplied to the compensator 402 can be expressed by Equation 18.

Figure 2005140253
Figure 2005140253

ここで、前記「Ａ２４×Ｐ２４＝Ａ３４×Ｐ３４＋Ｆ」の関係から流量を表すと、数式１９，２０のようになる。Ｃは、一般に知られる流量式における流量係数を含む比例定数である。   Here, when the flow rate is expressed from the relationship of “A24 × P24 = A34 × P34 + F”, Equations 19 and 20 are obtained. C is a proportionality constant including a flow coefficient in a generally known flow rate equation.

Figure 2005140253
Figure 2005140253

Figure 2005140253
Figure 2005140253

この数式２０の［Ｐｄ−Ｐ３４］は、ポンプ吐出圧力Ｐｄと負荷圧との差圧であるため、一定の基準差圧Ｐｒｅｆとなり、流量Ｑ３は数式２１のようになる。   Since [Pd−P34] in Expression 20 is a differential pressure between the pump discharge pressure Pd and the load pressure, the reference differential pressure Pref is constant, and the flow rate Q3 is expressed by Expression 21.

Figure 2005140253
Figure 2005140253

Ａ３４／Ａ２４＞１ としているので、圧力Ｐ３４が上昇すると流量Ｑ３が減少する。   Since A34 / A24> 1, the flow rate Q3 decreases as the pressure P34 increases.

したがって、調整弁４１０に設けたコンペンセータ４０２の面積差により、負荷圧力Ｐ３４の上昇に伴ってよりコンペンセータ４０２を閉じて負荷への流量を減らすことができるので、これにより、負荷圧力が上昇すれば、ポンプ圧と圧力Ｐ２４との差圧が小さくなるようにコンペンセータ４０２によって制御され、上述した図９(a) に実線で示すように、負荷圧力の上昇に伴って負荷への流量が減少するような流量特性を持たせている。   Accordingly, due to the difference in the area of the compensator 402 provided in the regulating valve 410, the compensator 402 can be further closed and the flow rate to the load can be reduced as the load pressure P34 increases, so that if the load pressure increases, It is controlled by the compensator 402 so that the differential pressure between the pump pressure and the pressure P24 is reduced, and as shown by the solid line in FIG. 9 (a), the flow rate to the load decreases as the load pressure increases. Has flow characteristics.

自連単独動作時、および複合動作で自連最高圧時に、特定の連が負荷圧に依存して絞り４５９による制御流量が制限される負荷圧依存型コンペンセータの機能を有することとなり、安定したロードセンシング機能を備えた流量制御システム３を構築することができる。   A specific load has a function of a load pressure-dependent compensator in which the control flow rate by the throttle 459 is limited depending on the load pressure at the time of self-run alone operation and at the highest pressure of the self-run in combined operation. A flow control system 3 having a sensing function can be constructed.

なお、この多連型の流量制御システム３においても、複数の油圧制御装置４００が複合動作しているので、異径コンペンセータ４０２を設けていない他連が最高負荷圧力の場合には図９(b) の点線より左部分に示すように、負荷圧が上昇しても流量が減少するような流量特性とはならず一定の流量特性となるが、異径コンペンセータ４０２を設けた自連が最高負荷圧力となったら、図９(b) の点線より右部分に示すように、負荷圧の上昇に伴って流量が減少するような流量特性となり、負荷圧力の上昇に伴って負荷への流量が減少するような流量特性とすることができる。   In this multiple flow control system 3 as well, since a plurality of hydraulic control devices 400 are operating in combination, when the other station without the different diameter compensator 402 is at the maximum load pressure, FIG. As shown on the left side of the dotted line, the flow rate does not decrease even when the load pressure increases, but the flow rate does not decrease and the flow rate is constant. However, the self-run with the different diameter compensator 402 is the maximum load. As shown in the right part of the dotted line in Fig. 9 (b), the flow rate characteristic is such that the flow rate decreases as the load pressure increases, and the flow rate to the load decreases as the load pressure increases. The flow rate characteristic can be obtained.

さらに、このような油圧制御装置４００を用いることにより、絞り４５９による圧力調整動作とは独立して、調整弁４１０に設けた切換弁４０３によって常時最高負荷圧力ＰＬＳの調節を行うことができ、圧力制御装置４００の小型化を図ることができる。   Furthermore, by using such a hydraulic control device 400, the maximum load pressure PLS can be constantly adjusted by the switching valve 403 provided in the adjustment valve 410 independently of the pressure adjustment operation by the throttle 459. The control device 400 can be downsized.

しかも、この油圧制御装置４００によれば、コンペンセータ４０２によって、負荷圧力が上昇するほど負荷への流量が減少するような流量特性を持たせることができるので、負荷流量を少なくしたい高圧になるほどポンプ圧力と負荷圧との差圧を小さく制御することができ、油圧制御装置４００の省エネルギー化を図ることができる。   In addition, according to the hydraulic control device 400, the compensator 402 can have a flow rate characteristic such that the flow rate to the load decreases as the load pressure increases, so the pump pressure increases as the load flow rate decreases. The pressure difference between the pressure and the load pressure can be controlled to be small, and energy saving of the hydraulic control device 400 can be achieved.

また、この油圧制御装置４００をハンチングし易いアクチュエータの連に適用することにより、ブリードオリフィス２１を従来に比べて小さくすることができるので、ブリード量が少なくなることにより、複合動作中の負荷圧最高連が切り換わる際に発生する流量変化を小さくでき、系の安定化を図ることができる。   In addition, by applying the hydraulic control device 400 to a series of actuators that are easy to hunt, the bleed orifice 21 can be made smaller than in the prior art. It is possible to reduce the flow rate change that occurs when the stations are switched, and to stabilize the system.

特に、前記油圧制御装置４００を旋回モータの連に用いると、旋回モータのリリーフ弁から逃がす流量を小さくできるので、省エネルギ化を実現することができる。   In particular, when the hydraulic control device 400 is used in a series of swing motors, the flow rate released from the relief valve of the swing motor can be reduced, so that energy saving can be realized.

なお、このように構成された油圧制御装置４００によれば、負荷の変動や、ポンプ流量の変動、中立からのインチング動作に対して、シリンダを用いて負荷を制御する機械（例えば、油圧ショベルのバケット。）での寸落（一定範囲の急激な下降）を防止することができる。これにより、ロードセンシング機能の安定性を向上させることができる。   According to the hydraulic control device 400 configured as described above, a machine that controls a load using a cylinder (for example, a hydraulic excavator) with respect to fluctuations in load, fluctuations in pump flow rate, and inching operation from neutral. Can be prevented from dropping in the bucket. Thereby, the stability of the load sensing function can be improved.

以上のように、油圧制御装置１００，３００，４００によれば、流量特性を変化させたことによって、流量を少なくしたい高圧領域ほどポンプ圧力と負荷圧との差圧が小さくなり、負荷圧力の増加に伴って負荷への流量が減少する流量特性とすることができるので、慣性体制御時等に負荷が増加しても制御速度を低下させて振動現象を抑制することができる。   As described above, according to the hydraulic control devices 100, 300, and 400, by changing the flow characteristics, the pressure difference between the pump pressure and the load pressure becomes smaller in the high pressure region where the flow rate is desired to be reduced, and the load pressure increases. Accordingly, the flow rate characteristic in which the flow rate to the load decreases can be obtained. Therefore, even if the load increases during inertial body control or the like, the control speed can be reduced to suppress the vibration phenomenon.

なお、上述したいずれの実施形態も多数連の流量制御システムの一例として２連の流量制御システムを例にして説明したが、３連以上のより多数連の流量制御システムであっても同様に適用することができる。また、図示する左側の油圧制御装置１００，３００，４００のみの流量特性を変化させる場合を説明したが、他の連の油圧制御装置の流量特性を変化させるように構成しても、多数の油圧制御装置の流量特性を変化させるように構成してもよく、本願発明は上述した実施形態に限定されるものではない。   In addition, although any embodiment mentioned above demonstrated the flow control system of 2 series as an example of a multiple flow control system, it applies similarly also to a flow control system of 3 or more series. can do. Further, the case where only the flow characteristics of the left hydraulic control devices 100, 300, and 400 shown in the figure are changed has been described, but a large number of hydraulic pressures may be configured even if the flow characteristics of other hydraulic control devices are changed. You may comprise so that the flow volume characteristic of a control apparatus may be changed, and this invention is not limited to embodiment mentioned above.

さらに、上述した各実施形態は一実施形態であり、本願発明の要旨を損なわない範囲での種々の変更は可能であり、本願発明は上述した実施形態に限定されるものではない。   Furthermore, each embodiment described above is an embodiment, and various modifications can be made without departing from the spirit of the present invention, and the present invention is not limited to the above-described embodiment.

本願発明に係る油圧制御装置は、ロードセンシングシステムで、慣性体制御時に発生する可能性がある振動現象を、負荷増加時に制御速度を低下させて抑制することができるように負荷圧依存流量特性が必要な、産業車両等の流量制御システムに好適である。   The hydraulic control device according to the present invention has a load pressure dependent flow rate characteristic so that a vibration phenomenon that may occur during inertial body control in a load sensing system can be suppressed by reducing the control speed when the load increases. It is suitable for a required flow control system for industrial vehicles.

本願発明の第１実施形態に係る油圧制御装置を使用した多連型の流量制御システムを示す系統図である。1 is a system diagram showing a multiple flow control system using a hydraulic control device according to a first embodiment of the present invention. 図１に示す油圧制御装置の要部を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the principal part of the hydraulic control apparatus shown in FIG. 図２に示す絞り部分の拡大図である。FIG. 3 is an enlarged view of a diaphragm portion shown in FIG. 2. 図２のコンペンセータを詳細に示す図であり、(a) は正面図、(b) は側面図、(c) はＣ−Ｃ断面図、(d) はＤ−Ｄ断面図である。It is a figure which shows the compensator of FIG. 2 in detail, (a) is a front view, (b) is a side view, (c) is CC sectional drawing, (d) is DD sectional drawing. 図４に示すコンペンセータの構成を示す斜視図である。It is a perspective view which shows the structure of the compensator shown in FIG. 図５のコンペンセータに内蔵する切換弁のシャトルを示す斜視図である。It is a perspective view which shows the shuttle of the switching valve incorporated in the compensator of FIG. 図２の構成において自連が最高負荷圧力の場合のコンペンセータと切換弁の状態を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the state of a compensator and a switching valve in case the self-reaction is a maximum load pressure in the structure of FIG. 図２の構成において他連が最高負荷圧力の場合のコンペンセータと切換弁の状態を示す断面図である。FIG. 3 is a cross-sectional view showing a state of a compensator and a switching valve when the other station is at the maximum load pressure in the configuration of FIG. 2. (a) は図２の構成における単独操作時の流量特性を示すグラフであり、(b) は複合操作時の流量特性を示すグラフである。(a) is a graph which shows the flow rate characteristic at the time of single operation in the structure of FIG. 2, (b) is a graph which shows the flow rate characteristic at the time of compound operation. 図１に示す油圧制御装置の流量特性を説明するための油圧回路図である。It is a hydraulic circuit diagram for demonstrating the flow volume characteristic of the hydraulic control apparatus shown in FIG. 本願発明の第２実施形態に係る油圧制御装置を使用した多連型の流量制御システムを示す系統図である。It is a systematic diagram showing a multiple flow rate control system using a hydraulic control device according to a second embodiment of the present invention. 図１１に示す油圧制御装置の切換弁部分を拡大した系統図である。It is the systematic diagram which expanded the switching valve part of the hydraulic control apparatus shown in FIG. 図１１に示す油圧制御装置の要部を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the principal part of the hydraulic control apparatus shown in FIG. 図１３に示すコンペンセータの構成を示す斜視図である。It is a perspective view which shows the structure of the compensator shown in FIG. 図１４のコンペンセータに内蔵する切換弁のシャトルを示す斜視図である。It is a perspective view which shows the shuttle of the switching valve incorporated in the compensator of FIG. 図１３の構成において自連が最高負荷圧力の場合のコンペンセータと切換弁の状態を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the state of a compensator and a switching valve in case the self-unit is a maximum load pressure in the structure of FIG. 本願発明の第３実施形態に係る油圧制御装置を使用した多連型の流量制御システムを示す系統図である。It is a systematic diagram showing a multiple flow rate control system using a hydraulic control device according to a third embodiment of the present invention. 図１７に示す油圧制御装置のコンペンセータ部分を拡大した系統図である。It is the systematic diagram which expanded the compensator part of the hydraulic control apparatus shown in FIG. 図１７に示す油圧制御装置の要部を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the principal part of the hydraulic control apparatus shown in FIG. 図１９に示すコンペンセータの構成を示す斜視図である。It is a perspective view which shows the structure of the compensator shown in FIG. 図２０のコンペンセータに内蔵する切換弁のシャトルを示す斜視図である。It is a perspective view which shows the shuttle of the switching valve incorporated in the compensator of FIG. 図１９の構成において自連が最高負荷圧力の場合のコンペンセータと切換弁の状態を示す断面図である。FIG. 20 is a cross-sectional view showing the state of the compensator and the switching valve when the local station is at the maximum load pressure in the configuration of FIG. 19. 従来の油圧制御装置の構成を示す断面図である。It is sectional drawing which shows the structure of the conventional hydraulic control apparatus.

符号の説明Explanation of symbols

１，２，３…流量制御システム
１０…可変容量形ポンプ制御部
１１…可変容量形ポンプ
１３…傾転制御装置
１４…傾転切換弁
１８…ＰＬＳライン
２１…ブリードオリフィス
５０…給油ライン
５１…排油ライン
１００…油圧制御装置
１０１…スプール弁
１０２…コンペンセータ
１０３…切換弁
１０５…本体
１１０…調整弁
１２０…ポンプポート
１２１…タンクポート
１３０…流路
１３１…流路
１３２…流路
１３３…流路
１３４…流路
１４５…中間絞り
１４９…環状溝部
１５０…孔
１５１…横孔
１５２…連通溝
１５３…小径部
１５４…孔
１５５…シャトル
１５６…孔
１５７…係止部
１５９…絞り
１６４…圧力室
１７０…スリーブ
１７１…小径部
１７２…貫通孔
１８０…ＰＬＳポート
２００…油圧制御装置
３００…油圧制御装置
３０１…スプール弁
３０２…コンペンセータ
３０３…切換弁
３０５…本体
３１０…調整弁
３２０…ポンプポート
３２１…タンクポート
３３０…流路
３３１…流路
３３２…流路
３３３…流路
３３４…流路
３４９…環状溝部
３５０…孔
３５１…横孔
３５２…連通溝
３５３…小径部
３５４…孔
３５５…シャトル
３５６…孔
３５７…係止部
３５９…絞り
３６４…圧力室
３７０…スリーブ
３７１…小径部
３７２…貫通孔
３７６…圧抜孔
３７７…小径溝部
３７８…抜き孔
３８０…ＰＬＳポート
３８１…ドレンポート
４００…油圧制御装置
４０２…コンペンセータ
４０３…切換弁
４０５…本体
４１０…調整弁
４２０…ポンプポート
４２１…タンクポート
４３０…流路
４３１…流路
４３２…流路
４３３…流路
４３４…流路
４４８…大径上部
４４９…環状溝部
４５０…孔
４５１…横孔
４５２…連通溝
４５３…小径部
４５４…孔
４５５…シャトル
４５６…孔
４５７…係止部
４５９…絞り
４６４…圧力室
４７０…スリーブ
４７１…小径部
４７２…貫通孔
４７６…圧抜孔
４７７…小径溝部
４８０…ＰＬＳポート
４８１…ドレンポート
Ａ１…ポート
Ｂ１…ポート 1, 2, 3 ... Flow control system 10 ... Variable displacement pump controller 11 ... Variable displacement pump 13 ... Tilt control device 14 ... Tilt switching valve 18 ... PLS line 21 ... Bleed orifice 50 ... Oil supply line 51 ... Exhaust Oil line 100 ... Hydraulic control device 101 ... Spool valve 102 ... Compensator 103 ... Switch valve 105 ... Main body 110 ... Adjusting valve 120 ... Pump port 121 ... Tank port 130 ... Flow path 131 ... Flow path 132 ... Flow path 133 ... Flow path 134 ... Flow path 145 ... Intermediate restriction 149 ... Annular groove 150 ... Hole 151 ... Horizontal hole 152 ... Communication groove 153 ... Small diameter part 154 ... Hole 155 ... Shuttle 156 ... Hole 157 ... Locking part 159 ... Pressure chamber 164 ... Pressure chamber 170 ... Sleeve 171 ... Small diameter part 172 ... Through hole 180 ... PLS port 200 ... Hydraulic control device 300 ... Hydraulic pressure Control device 301 ... Spool valve 302 ... Compensator 303 ... Switch valve 305 ... Main body 310 ... Adjusting valve 320 ... Pump port 321 ... Tank port 330 ... Flow path 331 ... Flow path 332 ... Flow path 333 ... Flow path 334 ... Flow path 349 ... Annular groove 350 ... hole 351 ... lateral hole 352 ... communication groove 353 ... small diameter part 354 ... hole 355 ... shuttle 356 ... hole 357 ... locking part 359 ... throttle 364 ... pressure chamber 370 ... sleeve 371 ... small diameter part 372 ... through hole 376 ... Pressure release hole 377 ... Small diameter groove portion 378 ... Punch hole 380 ... PLS port 381 ... Drain port 400 ... Hydraulic control device 402 ... Compensator 403 ... Switch valve 405 ... Main body 410 ... Adjustment valve 420 ... Pump port 421 ... Tank port 430 ... Flow path 431 ... Channel 432 ... Channel 433 ... Channel 434 ... Flow 448 ... Large diameter upper part 449 ... Annular groove 450 ... Hole 451 ... Horizontal hole 452 ... Communication groove 453 ... Small diameter part 454 ... Hole 455 ... Shuttle 456 ... Hole 457 ... Locking part 459 ... Restriction 464 ... Pressure chamber 470 ... Sleeve 471 ... Small diameter part 472 ... Through hole 476 ... Pressure release hole 477 ... Small diameter groove part 480 ... PLS port 481 ... Drain port A1 ... Port B1 ... Port

Claims (10)

可変容量形ポンプで駆動する複数のアクチュエータの負荷圧力の中の最高負荷圧力を検出し、当該検出した最高負荷圧力よりも所定値だけ高くなるように前記可変容量形ポンプの吐出圧力を制御するロードセンシング機能を備えた多連型の流量制御システムに使用され、当該システム内の最高負荷圧力が供給される最高負荷圧力ポートを備える油圧制御装置において、
前記可変容量形ポンプのポンプポートと可変オリフィスを介して連通する第１流路が入力ポートに接続され、アクチュエータと連通する第２流路が出力ポートに接続され、当該第２流路内の圧力に応じて前記第１流路の圧力を制御するために開口量が変化する絞りと、当該絞りを閉じる方向に力を作用させる圧力室とを有するコンペンセータと、
前記可変オリフィス及びコンペンセータとは独立して作動し、前記第２流路内の圧力が当該システム内の他の連の最高負荷圧力よりも高い場合に前記第１流路の圧力を前記第２流路の圧力まで減圧し、当該減圧された圧力を前記最高負荷圧力ポートに供給する切換弁とを備え、
当該切換弁を前記コンペンセータに内蔵するとともに、当該切換弁を、前記最高負荷圧力ポートの圧力と第２流路の圧力との偏差によってスライドし、当該スライドによって第１流路の圧力を最高負荷圧力ポートに導いて最高負荷圧力とする機能と、スライドによって最高負荷圧力である当該連の第２流路の圧力をコンペンセータの圧力室に導いて前記絞りを閉じる機能とを有するように構成し、
当該切換弁から前記最高負荷圧力ポートに連なる流路に中間絞りを設けたことを特徴とする油圧制御装置。 A load that detects the maximum load pressure among the load pressures of a plurality of actuators driven by a variable displacement pump, and controls the discharge pressure of the variable displacement pump so as to be higher than the detected maximum load pressure by a predetermined value. In a hydraulic control device having a maximum load pressure port that is used in a multiple flow control system having a sensing function and is supplied with the maximum load pressure in the system,
The first flow path communicating with the pump port of the variable displacement pump via the variable orifice is connected to the input port, the second flow path communicating with the actuator is connected to the output port, and the pressure in the second flow path And a compensator having a throttle whose opening amount changes in order to control the pressure of the first flow path according to the pressure, and a pressure chamber for applying a force in the direction of closing the throttle,
The variable orifice and the compensator operate independently, and when the pressure in the second flow path is higher than the maximum load pressure of other stations in the system, the pressure in the first flow path is adjusted to the second flow. A switching valve that reduces the pressure to the pressure of the passage and supplies the reduced pressure to the maximum load pressure port,
The switching valve is built in the compensator, and the switching valve is slid by a deviation between the pressure of the maximum load pressure port and the pressure of the second flow path, and the pressure of the first flow path is increased by the slide. A function to guide the port to the maximum load pressure, and a function to close the throttle by guiding the pressure of the second flow path of the series that is the maximum load pressure to the pressure chamber of the compensator by sliding;
An oil pressure control apparatus comprising an intermediate throttle in a flow path extending from the switching valve to the maximum load pressure port. 請求項１に記載の油圧制御装置において、
前記コンペンセータに、前記第１流路と切換弁とを連通させる第１孔と、前記最高負荷圧力ポートと切換弁とを連通させる第２孔とを設け、
前記切換弁を、当該第１孔内の圧力と、当該第２孔内の圧力と、前記第２流路内の圧力との高低に応じてコンペンセータとは独立して作動するように構成し、
前記第２流路内の圧力が当該システム内の他の連の最高負荷圧力よりも高い場合には前記第１孔を第２孔と連通させて第２流路内の圧力でコンペンセータが絞りを閉じる方向に圧力を作用させる流路と、第２流路内の圧力が当該システム内の他の連の最高負荷圧力よりも低い場合には第１孔を閉じて第２孔に当該システム内の他の連の最高負荷圧力を導いてコンペンセータが絞りを閉じる方向に圧力を作用させる流路とを設けた油圧制御装置。 The hydraulic control device according to claim 1,
The compensator is provided with a first hole for communicating the first flow path and the switching valve, and a second hole for communicating the maximum load pressure port and the switching valve,
The switching valve is configured to operate independently of the compensator according to the level of the pressure in the first hole, the pressure in the second hole, and the pressure in the second flow path,
When the pressure in the second flow path is higher than the maximum load pressure of other stations in the system, the compensator throttles with the pressure in the second flow path by communicating the first hole with the second hole. When the pressure in the second flow path is lower than the maximum load pressure of the other series in the system, the first hole is closed and the second hole is closed in the system. A hydraulic control device provided with a flow path for guiding the maximum load pressure of another series and applying pressure in a direction in which the compensator closes the throttle. 請求項２に記載の油圧制御装置において、
前記切換弁が移動する孔をコンペンセータの軸方向と交差する方向に設け、当該孔と連通するようにコンペンセータの外周に向けて前記第２孔を貫通させて設け、当該第２孔に前記中間絞りを設けた油圧制御装置。 In the hydraulic control device according to claim 2,
A hole through which the switching valve moves is provided in a direction intersecting the axial direction of the compensator, the second hole is provided through the second hole toward the outer periphery of the compensator so as to communicate with the hole, and the intermediate throttle is provided in the second hole. Hydraulic control device provided with. 可変容量形ポンプで駆動する複数のアクチュエータの負荷圧力の中の最高負荷圧力を検出し、当該検出した最高負荷圧力よりも所定値だけ高くなるように前記可変容量形ポンプの吐出圧力を制御するロードセンシング機能を備えた多連型の流量制御システムに使用され、当該システム内の最高負荷圧力が供給される最高負荷圧力ポートを備える油圧制御装置において、
前記可変容量形ポンプのポンプポートと可変オリフィスを介して連通する第１流路が入力ポートに接続され、アクチュエータと連通する第２流路が出力ポートに接続され、当該第２流路内の圧力に応じて前記第１流路の圧力を制御するために開口量が変化する絞りと、当該絞りを閉じる方向に力を作用させる圧力室とを有するコンペンセータと、
前記可変オリフィス及びコンペンセータとは独立して作動し、前記第２流路内の圧力が切換弁小径部受圧面積に作用して生じる推力が、当該システム内の他の連の最高負荷圧力が切換弁大径部受圧面積に作用して生じる推力よりも大きい場合に前記第１流路の圧力を前記第２流路の圧力より一定の比率分だけ低い圧力まで減圧し、当該減圧された圧力を前記最高負荷圧力ポートに供給する切換弁とを備え、
当該切換弁を前記コンペンセータに内臓してコンペンセータと一体的に移動するように構成し、
当該切換弁を、前記最高負荷圧力ポート側を大径部に形成し前記第２流路側を小径部に形成して、最高負荷圧力ポート側の受圧面積が前記第２流路側の受圧面積よりも大きくなるように構成し、
当該切換弁の小径部受圧面積に前記第２流路内の圧力が作用して生じる推力が、当該切換弁の大径部受圧面積にシステム内の他の連の最高負荷圧力が作用して生じる推力よりも大きい場合に前記第１流路の圧力を前記第２流路の圧力より一定の比率分だけ低い圧力まで調圧作動によって減圧して前記最高負荷圧力ポートに供給する流路と、当該切換弁の大径部受圧部に前記最高負荷圧力ポートの圧力が作用して生じる推力が、当該切換弁の小径部受圧面積に前記第２流路内の圧力が作用して生じる推力よりも大きい場合に当該最高負荷圧力ポートの圧力を前記コンペンセータが前記絞りを閉じる方向に移動するように前記圧力室に供給する流路とを設けたことを特徴とする油圧制御装置。 A load that detects the maximum load pressure among the load pressures of a plurality of actuators driven by a variable displacement pump, and controls the discharge pressure of the variable displacement pump so as to be higher than the detected maximum load pressure by a predetermined value. In a hydraulic control device having a maximum load pressure port that is used in a multiple flow control system having a sensing function and is supplied with the maximum load pressure in the system,
The first flow path communicating with the pump port of the variable displacement pump via the variable orifice is connected to the input port, the second flow path communicating with the actuator is connected to the output port, and the pressure in the second flow path And a compensator having a throttle whose opening amount changes in order to control the pressure of the first flow path according to the pressure, and a pressure chamber for applying a force in the direction of closing the throttle,
The variable orifice and the compensator operate independently, and the thrust generated by the pressure in the second flow path acting on the pressure receiving area of the small diameter portion of the switching valve is the switching load of the maximum load pressure of the other series in the system. When the thrust generated by acting on the large-diameter pressure receiving area is larger, the pressure of the first flow path is reduced to a pressure lower than the pressure of the second flow path by a certain ratio, and the reduced pressure is A switching valve that supplies the maximum load pressure port,
The switching valve is built in the compensator and configured to move integrally with the compensator,
The switching valve is formed such that the maximum load pressure port side is a large diameter portion and the second flow path side is a small diameter portion, and the pressure receiving area on the maximum load pressure port side is larger than the pressure receiving area on the second flow path side. Configured to grow,
The thrust generated by the pressure in the second flow path acting on the pressure-receiving area of the small-diameter portion of the switching valve is generated by the maximum load pressure of another series in the system acting on the pressure-receiving area of the large-diameter portion of the switching valve. A flow path that reduces the pressure of the first flow path to a pressure that is lower than the pressure of the second flow path by a certain ratio when the pressure is greater than the thrust, and supplies the pressure to the maximum load pressure port; The thrust generated by the pressure of the maximum load pressure port acting on the large-diameter pressure receiving portion of the switching valve is greater than the thrust generated by the pressure in the second flow path acting on the small-diameter pressure receiving area of the switching valve. In this case, there is provided a hydraulic control device provided with a flow path for supplying the pressure of the highest load pressure port to the pressure chamber so that the compensator moves in a direction to close the throttle. 請求項４に記載の油圧制御装置において、
前記コンペンセータに、前記第１流路と切換弁とを連通させる第１孔と、前記最高負荷圧力ポートと切換弁とを連通させる第２孔とを設け、
前記切換弁を、当該第１孔内の圧力と、当該第２孔内の圧力と、前記第２流路内の圧力との高低に応じてコンペンセータとは独立して作動するように構成し、
当該切換弁の小径部受圧面積に前記第２流路内の圧力が作用して生じる推力が当該切換弁の大径部にシステム内の他の連の最高負荷圧力が作用して生じる推力よりも大きい場合には前記第１孔を第２孔と連通させて第２流路内の圧力でコンペンセータが絞りを閉じる方向に圧力を作用させる流路と、切換弁の小径部に第２流路内の圧力が作用して生じる推力が当該切換弁の大径部にシステム内の他の連の最高負荷圧力が作用して生じる推力よりも小さい場合には第１孔を閉じて第２孔に当該システム内の他の連の最高負荷圧力を導いてコンペンセータが絞りを閉じる方向に圧力を作用させる流路とを設け、
当該切換弁の大径部と小径部との間の段差部位の圧力を排油ラインに抜く抜き孔を設けた油圧制御装置。 The hydraulic control device according to claim 4,
The compensator is provided with a first hole for communicating the first flow path and the switching valve, and a second hole for communicating the maximum load pressure port and the switching valve,
The switching valve is configured to operate independently of the compensator according to the level of the pressure in the first hole, the pressure in the second hole, and the pressure in the second flow path,
The thrust generated by the pressure in the second flow path acting on the pressure-receiving area of the small-diameter portion of the switching valve is greater than the thrust generated by the maximum load pressure of another series in the system acting on the large-diameter portion of the switching valve. If larger, the first hole communicates with the second hole, and the compensator applies pressure in the direction to close the throttle by the pressure in the second flow path, and the small diameter portion of the switching valve in the second flow path. When the thrust generated by the pressure of the valve is smaller than the thrust generated by the maximum load pressure of the other series in the system acting on the large-diameter portion of the switching valve, the first hole is closed and the second hole is closed. Providing a flow path that applies the pressure in the direction in which the compensator closes the throttle by guiding the maximum load pressure of the other series in the system,
A hydraulic control device provided with a hole for extracting the pressure of the step portion between the large diameter portion and the small diameter portion of the switching valve into the oil drain line. 請求項５に記載の油圧制御装置において、
前記切換弁が移動する孔をコンペンセータの軸方向と交差する方向に設け、前記抜き孔を、切換弁が移動する孔からコンペンセータの軸方向に設けた抜き孔と、当該コンペンセータの外周に設けた溝部とで構成した油圧制御装置。 The hydraulic control device according to claim 5,
A hole through which the switching valve moves is provided in a direction intersecting with the axial direction of the compensator, the punching hole is provided in the axial direction of the compensator from the hole through which the switching valve moves, and a groove provided in the outer periphery of the compensator. And hydraulic control device. 可変容量形ポンプで駆動する複数のアクチュエータの負荷圧力の中の最高負荷圧力を検出し、当該検出した最高負荷圧力よりも所定値だけ高くなるように前記可変容量形ポンプの吐出圧力を制御するロードセンシング機能を備えた多連型の流量制御システムに使用され、当該システム内の最高負荷圧力が供給される最高負荷圧力ポートを備える油圧制御装置において、
前記可変容量形ポンプのポンプポートと可変オリフィスを介して連通する第１流路が入力ポートに接続され、アクチュエータと連通する第２流路が出力ポートに接続され、当該第２流路内の圧力に応じて前記第１流路の圧力を制御するために開口量が変化する絞りと、当該絞りを閉じる方向に力を作用させる圧力室とを有するコンペンセータと、
前記可変オリフィス及びコンペンセータとは独立して作動し、前記第２流路内の圧力が当該システム内の他の連の最高負荷圧力よりも高い場合に前記第１流路の圧力を前記第２流路の圧力まで減圧し、当該減圧された圧力を前記最高負荷圧力ポートに供給する切換弁とを備え、
当該切換弁を前記コンペンセータに内蔵するとともに、当該切換弁を、前記最高負荷圧力ポートの圧力と第２流路の圧力との偏差によってスライドし、当該スライドによって第１流路の圧力を最高負荷圧力ポートに導いて最高負荷圧力とする機能と、スライドによって最高負荷圧力ポートの圧力をコンペンセータの圧力室に導いて前記絞りを閉じる機能とを有するように構成し、
前記コンペンセータを、圧力室の受圧面を大径に形成し前記第１流路側の受圧面を小径に形成したことを特徴とする油圧制御装置。 A load that detects the maximum load pressure among the load pressures of a plurality of actuators driven by a variable displacement pump, and controls the discharge pressure of the variable displacement pump so as to be higher than the detected maximum load pressure by a predetermined value. In a hydraulic control device having a maximum load pressure port that is used in a multiple flow control system having a sensing function and is supplied with the maximum load pressure in the system,
The first flow path communicating with the pump port of the variable displacement pump via the variable orifice is connected to the input port, the second flow path communicating with the actuator is connected to the output port, and the pressure in the second flow path And a compensator having a throttle whose opening amount changes in order to control the pressure of the first flow path according to the pressure, and a pressure chamber for applying a force in the direction of closing the throttle,
The variable orifice and the compensator operate independently, and when the pressure in the second flow path is higher than the maximum load pressure of other stations in the system, the pressure in the first flow path is adjusted to the second flow. A switching valve that reduces the pressure to the pressure of the passage and supplies the reduced pressure to the maximum load pressure port,
The switching valve is built in the compensator, and the switching valve is slid by a deviation between the pressure of the maximum load pressure port and the pressure of the second flow path, and the pressure of the first flow path is increased by the slide. It is configured to have a function of leading to the port to achieve the maximum load pressure and a function of guiding the pressure of the maximum load pressure port to the pressure chamber of the compensator by sliding to close the throttle.
The hydraulic control device according to claim 1, wherein a pressure receiving surface of the pressure chamber is formed with a large diameter and a pressure receiving surface on the first flow path side is formed with a small diameter. 請求項７に記載の油圧制御装置において、
前記コンペンセータが移動するスリーブを設け、当該スリーブを、前記コンペンセータの大径部が移動する大径スリーブと、前記コンペンセータの小径部が移動する小径スリーブとで形成した油圧制御装置。 The hydraulic control device according to claim 7,
A hydraulic control device provided with a sleeve to which the compensator moves, wherein the sleeve is formed of a large diameter sleeve to which a large diameter portion of the compensator moves and a small diameter sleeve to which a small diameter portion of the compensator moves. 請求項８に記載の油圧制御装置において、
前記コンペンセータに、前記第１流路と切換弁とを連通させる第１孔と、前記最高負荷圧力ポートと切換弁とを連通させる第２孔とを設け、
前記切換弁を、当該第１孔内の圧力と、当該第２孔内の圧力と、前記第２流路内の圧力との高低に応じてコンペンセータとは独立して作動するように構成し、
前記第２流路内の圧力が当該システム内の他の連の最高負荷圧力よりも高い場合には前記第１孔を第２孔と連通させて第２流路内の圧力でコンペンセータが絞りを閉じる方向に圧力を作用させる流路と、第２流路内の圧力が当該システム内の他の連の最高負荷圧力よりも低い場合には第１孔を閉じて第２孔に当該システム内の他の連の最高負荷圧力を導いてコンペンセータが絞りを閉じる方向に圧力を作用させる流路とを設けた油圧制御装置。 The hydraulic control apparatus according to claim 8, wherein
The compensator is provided with a first hole for communicating the first flow path and the switching valve, and a second hole for communicating the maximum load pressure port and the switching valve,
The switching valve is configured to operate independently of the compensator according to the level of the pressure in the first hole, the pressure in the second hole, and the pressure in the second flow path,
When the pressure in the second flow path is higher than the maximum load pressure of other stations in the system, the compensator throttles with the pressure in the second flow path by communicating the first hole with the second hole. When the pressure in the second flow path is lower than the maximum load pressure of the other series in the system, the first hole is closed and the second hole is closed in the system. A hydraulic control device provided with a flow path for guiding the maximum load pressure of another series and applying pressure in a direction in which the compensator closes the throttle. 請求項９に記載の油圧制御装置において、
前記切換弁が移動する孔をコンペンセータの軸方向と交差する方向に設けた油圧制御装置。

The hydraulic control device according to claim 9,
A hydraulic control device provided with a hole through which the switching valve moves in a direction intersecting the axial direction of the compensator.

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