JP2941876B2 - Directional switching valve - Google Patents
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Description
【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は、油圧シヨベルなどの油圧機械で、ロードセ
ンシングシステム等の圧力補償機能を有する圧油供給源
を具備する油圧機械に備えられる方向切換弁に関する。The present invention relates to a hydraulic machine such as a hydraulic shovel, and a directional switch provided in a hydraulic machine having a pressure oil supply source having a pressure compensation function such as a load sensing system. About the valve.
第６図は、この種の従来の方向切換弁の構成を示す縦
断面図、第７図は第６図に示す方向切換弁が備えられる
ロードセンシングシステムを具備する土木・建設機械の
油圧駆動装置を示す回路図である。FIG. 6 is a longitudinal sectional view showing the configuration of a conventional directional switching valve of this type, and FIG. 7 is a hydraulic drive device for a civil engineering / construction machine having a load sensing system provided with the directional switching valve shown in FIG. FIG.
第７図に示す油圧駆動装置は、圧油供給源を構成する
可変容量油圧ポンプ１及びこの可変容量油圧ポンプ１の
押しのけ容積を制御するポンプ流量制御装置２と、ポン
プ１から吐出される圧油の圧力を規定するリリーフ弁３
と、ポンプ１から吐出される圧油によつて駆動するアク
チユエータ、例えばカウンタバルブ付の旋回モータ４、
及び図示しない他のアクチユエータとを備えるととも
に、ポンプ１から旋回モータ４に供給される圧油の流れ
を制御する方向切換弁５を備えている。The hydraulic drive device shown in FIG. 7 includes a variable displacement hydraulic pump 1 constituting a pressure oil supply source, a pump flow control device 2 for controlling the displacement of the variable displacement hydraulic pump 1, and a pressure oil discharged from the pump 1. Relief valve 3 that regulates pressure
An actuator driven by pressure oil discharged from the pump 1, for example, a swing motor 4 having a counter valve,
And another actuator (not shown), and a direction switching valve 5 for controlling the flow of pressure oil supplied from the pump 1 to the swing motor 4.
上記した方向切換弁５は、第６図に示すように、本体
を形成するブロツク体６と、このブロツク体６内を摺動
するスプール７を有する流量制御弁８と、この流量制御
弁８の上流側に設けられ、該流量制御弁８の入口圧Pzと
出口圧PLとの差圧、すなわち前後差圧Pz−PLを制御し、
旋回モータ４に負荷圧力すなわち出口圧PLの変動にかか
わらず一定の流量を供給するための圧力制御手段例えば
圧力補償弁９と、流量制御弁８の下流に設けたシヤトル
弁10とを備えている。As shown in FIG. 6, the directional control valve 5 includes a block body 6 forming a main body, a flow control valve 8 having a spool 7 that slides in the block body 6, and a flow control valve 8 of the flow control valve 8. It provided upstream, and controls the differential pressure, i.e. the pressure difference Pz-P L between the inlet pressure Pz and the outlet pressure P L of the flow rate control valve 8,
Includes a pressure control means such as pressure compensating valve 9 for supplying a constant flow rate irrespective of variation of the swing motor 4 load pressure or outlet pressure P L, and the shuttle valve 10 provided downstream of the flow control valve 8 I have.
上記したブロツク体６にはポンプ１に連絡される２つ
の圧油供給通路11a、11bと、これらの圧油供給通路11
a、11bとそれぞれ連絡可能で、旋回モータ４に接続され
る負荷通路12a、12bと、これらの負荷通路12a、12bに連
結可能なタンク通路13a、13bとを設けてある。また、上
記したスプール７には、圧油供給通路11aと負荷通路12a
とを接続し、あるいは圧油供給通路11bと、負荷通路12b
とを接続し、それぞれ当該スプール７のストロークに応
じて開口するメータインの第１の可変絞り部14a、14b
と、これらの第１の可変絞り部14a、14bの下流に設けら
れ、第７図に示す旋回モータ４の負荷圧力PLを検出する
ポート15a、15bと、これらの検出ポート15a、15bに連絡
される通路16a、16b、これらの通路16a,16bに連絡され
る通路17a、17b、これらの通路17a、17bに連絡可能な通
路18とを備えている。上述した通路16a、16b、17a、17
b、18は第７図に示すシヤトル弁10に連絡される通路19
とともに、検出ポート15a、15bで検出された旋回モータ
４の負荷圧力PLを含む回路内の最大負荷圧力を制御圧力
として第７図に示すポンプ流量制御装置２の一方の駆動
部に伝える伝達通路を構成している。なお、ポンプ流量
制御装置２の他方の駆動部には供給圧力すなわちポンプ
吐出圧Pdが導かれ、このポンプ流量制御装置２は、ポン
プ吐出圧pdと負荷圧力PLの差圧があらかじめ設定される
圧力、すなわちばね2aの力に相当する圧力ΔＰにバラン
スするようにポンプ１の押しのけ容積を制御する。すな
わち、ポンプ吐出圧Pd＝負荷圧力PL＋ΔＰを常に保つよ
うにポンプ１の流量を制御する。そして、上記した検出
ポート15a、15bは、スプール７の中立位置付近の作動状
態ではタンク通路13a、13bに開口し、上述の通路16a、1
6b、17a、17b、18を含む伝達通路をタンク通路13a、13b
に連絡する排出通路を構成している。The block body 6 has two pressure oil supply passages 11a and 11b connected to the pump 1 and these pressure oil supply passages 11a and 11b.
There are provided load passages 12a, 12b which can be connected to the swing motor 4 respectively, and tank passages 13a, 13b which can be connected to these load passages 12a, 12b. The spool 7 has a pressure oil supply passage 11a and a load passage 12a.
Or the pressure oil supply passage 11b and the load passage 12b
And the first variable throttle portions 14a and 14b of the meter-in which are respectively opened according to the stroke of the spool 7.
When these first variable throttle portion 14a, is provided downstream of the 14b, the port 15a for detecting a load pressure P L of the swing motor 4 shown in FIG. 7, and 15b, the detection ports 15a, contact 15b Passages 16a, 16b, passages 17a, 17b connected to these passages 16a, 16b, and a passage 18 communicable to these passages 17a, 17b. The passages 16a, 16b, 17a, 17 described above
b and 18 are passages 19 connected to the shuttle valve 10 shown in FIG.
With detection ports 15a, transmission path for transmitting to one of the driving portion of the pump flow control device 2 shown in FIG. 7 the maximum load pressure in the circuit as a control pressure comprising a load pressure P L of the swing motor 4 detected by 15b Is composed. Incidentally, the other drive unit of the pump flow rate control device 2 is led supply pressure or pump discharge pressure Pd, the pump flow rate control device 2, the differential pressure of the pump discharge pressure pd and the load pressure P L is set in advance The displacement of the pump 1 is controlled so as to balance the pressure, that is, the pressure ΔP corresponding to the force of the spring 2a. That is, the flow rate of the pump 1 is controlled so as to always maintain the pump discharge pressure Pd = the load pressure P L + ΔP. The detection ports 15a and 15b open to the tank passages 13a and 13b in the operating state near the neutral position of the spool 7, and the detection ports 15a and 15b
The transmission passages including 6b, 17a, 17b, 18 are connected to the tank passages 13a, 13b.
Constitutes a discharge passage for communication with the user.
このように構成した方向切換弁５において、第１の可
変絞り部14a、14b、検出ポート15a、15b等の流量制御弁
８のスプールストロークに対する切換タイミングを、旋
回モータ４の単独駆動を意図してスプール７を中立から
第６図の右方向に移動させるものと仮定して、第３図に
示すスプール７のストロークと開口面積との関係を示す
図によつて説明する。なお、第３図で特性線20aは検出
ポート15aとタンク通路13aとの間の開口面積を示し、特
性線20bは通路18と通路17bすなわちタンク通路13bとの
間の開口面積を示し、特性線20cは検出ポート15aと負荷
通路12aとの間の開口面積を示し、特性線20dは第１の可
変絞り部14aの開口面積を示す。流量制御弁８のスプー
ル７が第６図に示す状態から右方に移動すると、第３図
の特性線20aで示すように、まず検出ポート15aとタンク
通路13aとの間がしや断される。このとき、特性線20bで
示すように、通路18は通路17b、16b、検出ポート15bを
介してタンク通路13bに連通している。さらに、スプー
ル７が右方向に移動すると、通路18と通路17bとの間が
しや断され、それまで通路18等を含む伝達通路とタンク
通路13bとを連絡するように形成されていた排出通路は
消滅する。さらに、スプール７が右方に移動すると、特
性線20cで示すように、検出ポート15aが負荷通路12aに
開口し、第７図に示す旋回モータ４の負荷圧力PLは、検
出ポート15a、通路16a、17a、18、シヤトル弁10、第７
図に示す通路19を介してポンプ流量制御装置２の一方の
駆動部に伝えられる。これにより、ポンプ１の吐出圧Pd
は、Pd＝PL＋ΔＰなる圧力に昇圧する。そして、上述の
状態からさらにスプール７が移動すると、第３図の特性
線20dに示すようにメータインの第１の可変絞り部14aが
開口し、第７図に示すポンプ１から圧力補償弁９を介し
て供給された圧油が、第６図に示す圧油供給通路11a、
第１の可変絞り部14a、負荷通路12aを介して旋回モータ
４に導かれ、この旋回モータ４が作動し、図示しない旋
回体を駆動することができる。また、このとき旋回モー
タ４から排出された戻り油は、負荷通路12bからメータ
アウトの可変絞り部50bを介してタンク通路13bに排出さ
れる。このとき、第１の可変絞り部14aにおいて、当該
第１の可変絞り部14aの開口量に対してΔＰ〔今、圧力
補償弁９は旋回モータ４の単独駆動であるので圧力補償
はおこなわれず、ΔＰ＝｛（Pz＝Pd）−PL｝となる。〕
の差圧を生じ、Ｃを定数、Ａを第１の可変絞り部14aの
開口面積とすると、旋回モータ４に供給される流量Ｑ
は、 となる。なお、圧力補償弁９は旋回モータ４の単独駆動
時には機能しないが、旋回モータ４と図示しない他のア
クチユエータとの複合駆動時には、これらのアクチユエ
ータの良好な複合駆動を実現させるために第１の可変絞
り部14a、あるいは14bの前後差圧Pz−PLが一定となるよ
うに制御する。In the direction switching valve 5 configured as described above, the switching timing for the spool stroke of the flow control valve 8 such as the first variable throttle sections 14a and 14b and the detection ports 15a and 15b is intended to drive the swing motor 4 independently. Assuming that the spool 7 is moved from the neutral position to the right in FIG. 6, the relationship between the stroke of the spool 7 and the opening area shown in FIG. 3 will be described. In FIG. 3, a characteristic line 20a indicates an opening area between the detection port 15a and the tank passage 13a, and a characteristic line 20b indicates an opening area between the passage 18 and the passage 17b, that is, the tank passage 13b. 20c indicates an opening area between the detection port 15a and the load passage 12a, and a characteristic line 20d indicates an opening area of the first variable throttle section 14a. When the spool 7 of the flow control valve 8 moves rightward from the state shown in FIG. 6, first, as shown by the characteristic line 20a in FIG. 3, the gap between the detection port 15a and the tank passage 13a is cut off. . At this time, as shown by the characteristic line 20b, the passage 18 communicates with the tank passage 13b via the passages 17b and 16b and the detection port 15b. Further, when the spool 7 moves rightward, the gap between the passage 18 and the passage 17b is cut off, and the discharge passage previously formed to connect the transmission passage including the passage 18 and the like to the tank passage 13b. Disappears. Further, when the spool 7 moves to the right, as shown by the characteristic line 20c, and the opening detection port 15a is on the load passage 12a, the load pressure P L of the swing motor 4 shown in FIG. 7, the detection port 15a, passage 16a, 17a, 18, shuttle valve 10, 7th
It is transmitted to one drive unit of the pump flow control device 2 via a passage 19 shown in the figure. Thereby, the discharge pressure Pd of the pump 1
Increases the pressure to Pd = P L + ΔP. When the spool 7 further moves from the above state, the first variable throttle portion 14a of the meter-in opens as shown by the characteristic line 20d in FIG. 3, and the pressure compensating valve 9 is moved from the pump 1 shown in FIG. The pressure oil supplied through the pressure oil supply passage 11a shown in FIG.
The swing motor 4 is guided to the swing motor 4 via the first variable throttle unit 14a and the load passage 12a, and the swing motor 4 is operated to drive a swing body (not shown). At this time, the return oil discharged from the swing motor 4 is discharged from the load passage 12b to the tank passage 13b via the meter-out variable throttle unit 50b. At this time, in the first variable throttle section 14a, the opening amount of the first variable throttle section 14a is determined by ΔP [Since the pressure compensating valve 9 is driven by the swing motor 4 alone, no pressure compensation is performed. ΔP = {(Pz = Pd) −P L }. ]
Where C is a constant and A is the opening area of the first variable throttle unit 14a, the flow rate Q supplied to the swing motor 4
Is Becomes The pressure compensating valve 9 does not function when the swing motor 4 is driven alone, but when the swing motor 4 is combined with other actuators (not shown), a first variable drive is performed in order to realize a good combined drive of these actuators. the differential pressure Pz-P L of the narrowed portion 14a or 14b, is controlled to be constant.
上記のように構成される従来技術にあつては、アクチ
ユエータの負荷が大きく差圧ΔＰを発生するのに必要な
流量Ｑを供給し難い場合には、オペレータの意図に関係
なくポンプ１の吐出圧Pdが第７図に示すリリーフ弁３の
設定圧まで上昇してしまい、このため流量制御弁８のレ
バー操作量に応じた当該ポンプ吐出圧Pdの制御を実施す
ることができず、操作性の悪化を生じる。また特に、旋
回体等の慣性負荷を駆動する場合にも、流量制御弁８の
レバー操作量、すなわちスプール７のストロークの大小
に関係なくポンプ１の吐出圧Pdはリリーフ弁３の設定圧
まで上昇してしまい、したがつて常に慣性負荷の加速度
が最大となり、オペレータに与えるシヨツクが大きい。In the prior art configured as described above, if the load on the actuator is so large that it is difficult to supply the flow rate Q required to generate the differential pressure ΔP, the discharge pressure of the pump 1 is independent of the operator's intention. Pd has risen to the set pressure of the relief valve 3 shown in FIG. 7, so that the pump discharge pressure Pd cannot be controlled in accordance with the lever operation amount of the flow control valve 8, resulting in operability. Causes deterioration. In particular, even when an inertial load such as a revolving structure is driven, the amount of lever operation of the flow control valve 8, that is, the discharge pressure Pd of the pump 1 rises to the set pressure of the relief valve 3 regardless of the magnitude of the stroke of the spool 7. As a result, the acceleration of the inertial load is always maximized, and the shock given to the operator is large.
本発明は、上記した従来技術における実情に鑑みてな
されたもので、その目的は、アクチユエータの駆動に際
し、流量制御弁のレバー操作量に応じたポンプ圧力制御
及びポート圧力制御を実現させることのできる方向切換
弁を提供することにある。The present invention has been made in view of the above-described circumstances in the related art, and has as its object to realize, when driving an actuator, pump pressure control and port pressure control in accordance with the lever operation amount of a flow control valve. It is to provide a directional control valve.
この目的を達成するために本発明は、圧油供給源から
アクチユエータに供給される圧油の流れを制御する流量
制御弁を有する方向切換弁であつて、圧油供給源に連絡
される圧油供給通路と、アクチュエータに連絡される負
荷通路と、上記流量制御弁の操作量に応じて開口し、上
記圧油供給通路と上記負荷通路とを接続するメータイン
の第１の可変絞り部と、この第１の可変絞り部の下流に
設けられ、上記アクチユエータの負荷圧を検出する検出
ポートと、この検出ポートで検出された負荷圧力を上記
圧油供給源の制御圧力として伝える伝達通路と、該流量
制御弁の中立位置付近の作動状態で、上記伝達通路と油
タンクに連通するタンク通路とを連絡する排出通路とを
具備する方向切換弁において、上記流量制御弁の操作量
に応じて開口した上記第１の可変絞り部の下流で、上記
流量制御弁の操作量に応じて開口し、上記負荷通路と上
記タンク通路とを接続する第２の可変絞り部を設けたも
のである。In order to achieve this object, the present invention relates to a directional control valve having a flow control valve for controlling the flow of pressure oil supplied from a pressure oil supply to an actuator, wherein the pressure oil is connected to the pressure oil supply. A supply passage, a load passage connected to the actuator, a first variable throttle portion of a meter-in opening according to an operation amount of the flow control valve, and connecting the pressure oil supply passage and the load passage; A detection port provided downstream of the first variable throttle section for detecting a load pressure of the actuator, a transmission passage for transmitting the load pressure detected at the detection port as a control pressure of the pressure oil supply source, In an operation state near the neutral position of the control valve, a directional control valve including a discharge passage communicating the transmission passage and a tank passage communicating with the oil tank, wherein the directional control valve is opened according to an operation amount of the flow control valve. Downstream of the first variable throttle portion, and opening in response to the operation amount of the flow control valve, is provided with a second variable throttle portion for connecting the load passage and the tank passage.
本発明は、上記のように負荷通路とタンク通路間に第
２の可変絞り部を設けた構成にしてあることから、アク
チユエータの単独駆動時にあつては、圧油供給源におけ
る特性により、ポンプ吐出圧Pdと、アクチユエータの負
荷圧力PLと、差圧ΔＰとの第１の関係は、 Pd＝PL＋ΔＰ であり、メータインの第１の可変絞り部の開口面積を
Ａ、第２の可変絞り部の開口面積をＴとすると、タンク
に連絡される第１の可変絞り部、及び第２の可変絞り部
における特性により、ポート圧力すなわち負荷圧力P
Lと、流量制御弁の入口圧Pzの第２の関係は、 PL＝｛A2/（A2＋T2）｝Pz と表すことができ、また、アクチユエータの単独駆動時
にあつては、ポンプ吐出圧Pdと流量制御弁の入口圧Pzの
第３の関係は、 Pd＝Pz であり、これらの第１〜第３の関係から、ポンプ吐出圧
Pdと差圧ΔＰとの関係を、 Pd＝｛（A2＋T2）/T2｝ΔＰ また、負荷圧力PLと差圧ΔＰとの関係を、 PL＝（A2/T2）ΔＰ とすることができ、すなわちポンプ吐出圧Pd及び負荷圧
力PLを一定値を取りうるΔＰと、第１の可変絞り部及び
第２の可変絞り部の開口面積Ａ、Ｔの関数とすることが
でき、開口面積Ａ、Ｔは流量制御弁のレバー操作量に応
じて変化するので当該レバー操作量に応じたポンプ圧力
制御及びポート圧力制御を実現できる。According to the present invention, since the second variable throttle portion is provided between the load passage and the tank passage as described above, when the actuator is driven independently, the pump discharge is performed due to the characteristics of the pressure oil supply source. and pressure Pd, and the load pressure P L of the actuator, the first relationship between the differential pressure [Delta] P, a Pd = P L + [Delta] P, the opening area of the first variable throttle portion of the meter-a, the second variable throttle Assuming that the opening area of the port is T, the port pressure, ie, the load pressure P
The second relationship between L and the inlet pressure Pz of the flow control valve can be expressed as P L = ｛A 2 / (A 2 + T 2 )｝ Pz, and when the actuator is driven independently, the pump The third relationship between the discharge pressure Pd and the inlet pressure Pz of the flow control valve is Pd = Pz. From these first to third relationships, the pump discharge pressure
The relationship between the Pd and the differential pressure ΔP, Pd = {(A 2 + T 2) / T 2} ΔP also the relationship between the load pressure P L and the differential pressure ΔP, P L = (A 2 / T 2) ΔP can be, that the pump discharge pressure Pd and the load pressure P L and ΔP a can take a constant value, the first variable throttle portion and the second variable throttle portion of the opening area a, be a function of T Since the opening areas A and T change according to the lever operation amount of the flow control valve, the pump pressure control and the port pressure control according to the lever operation amount can be realized.
なお、アクチユエータの複合駆動時は、流量制御弁の
上流側の圧Pzと下流側の圧すなわち負荷圧力PLとの差圧
をΔＰ′とすれば、この差圧ΔＰ′は適宜の圧力制御手
段によつて一定に保持しうることから、負荷圧力PLと上
記差圧ΔＰ′との関係を、 PL＝（A2/T2）ΔＰ′ とすることができ、この場合も流量制御弁のレバー操作
量に応じたポンプ圧力制御及びポート圧力制御を実現で
きる。Incidentally, during the combined operation of the actuator is 'if this pressure difference [Delta] P' the pressure difference between Wachi load pressure P L Do push the upstream side of the pressure Pz and the downstream side of the flow control valve [Delta] P is a suitable pressure control means Therefore, the relationship between the load pressure P L and the above-mentioned differential pressure ΔP ′ can be expressed as P L = (A 2 / T 2 ) ΔP ′. The pump pressure control and the port pressure control according to the lever operation amount can be realized.
以下、本発明の方向切換弁の実施例を図に基づいて説
明する。Hereinafter, an embodiment of the directional control valve of the present invention will be described with reference to the drawings.
第１図は本発明の第１の実施例を示す縦断面図、第２
図は第１図に示す方向切換弁が備えられるロードセンシ
ングシステムを具備する土木・建設機械の油圧駆動装置
を示す回路図である。FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing a first embodiment of the present invention, and FIG.
FIG. 2 is a circuit diagram showing a hydraulic drive device of a civil engineering / construction machine having a load sensing system provided with the direction switching valve shown in FIG.
この第１図に示す実施例は、流量制御弁８のスプール
７の中立位置付近の作動状態で負荷通路12a、12bとタン
ク通路13a、13bとを接続し、スプール７のストロークに
応じて開口面積を変える第２の可変絞り部21a、21bを、
前述した第６図に示したスプール７の円周上のメータア
ウトの可変絞り50a、50bに対してずらした位置に設けて
ある。In the embodiment shown in FIG. 1, the load passages 12a and 12b are connected to the tank passages 13a and 13b in an operation state near the neutral position of the spool 7 of the flow control valve 8, and the opening area is adjusted according to the stroke of the spool 7. The second variable aperture units 21a and 21b that change the
The meter-out variable diaphragms 50a and 50b are provided on the circumference of the spool 7 shown in FIG.
これらの第２の可変絞り部21a、21bの形状、例えば第
２の可変絞り部21bの形状は流量制御弁８の操作量すな
わちストロークの増加時、第１の可変絞り部14bの開口
面積の増加に伴つて当該第２の可変絞り部21bの開口面
積を増加させ、その後当該第２の可変絞り部21bの開口
面積を減少させる形状、例えば第５図（ａ）、（ｂ）で
示すように、流量制御弁８のスプール７の外周の軸方向
に一定幅に設けられ、切削具30によつて形成された深さ
方向でその開口面積を変化させる形状にしてある。もう
一方の第２の可変絞り部21aの形状も第２の可変絞り部2
1bと対称にほぼ同形状に設定してある。これらの第２の
可変絞り部21a、21b、例えば第２の可変絞り部21aの特
性は第３図の符号22で示すように、スプール７のストロ
ークの増加に伴つて開口面積が徐々に増加し、その後減
少し、開口面積が０となる特性であり、もう一方の第２
の可変絞り部21bの特性も同様である。The shape of the second variable throttle portions 21a and 21b, for example, the shape of the second variable throttle portion 21b increases the opening area of the first variable throttle portion 14b when the operation amount of the flow control valve 8, that is, the stroke increases. As a result, as shown in FIGS. 5 (a) and 5 (b), the opening area of the second variable aperture section 21b is increased and then the opening area of the second variable aperture section 21b is decreased. The flow control valve 8 is provided at a constant width in the axial direction on the outer periphery of the spool 7, and has a shape whose opening area changes in the depth direction formed by the cutting tool 30. The shape of the other second variable aperture unit 21a is also the second variable aperture unit 2a.
It is set to have almost the same shape symmetrically to 1b. The characteristics of these second variable throttle portions 21a and 21b, for example, the second variable throttle portion 21a, as shown by reference numeral 22 in FIG. 3, gradually increase the opening area with an increase in the stroke of the spool 7. , Then decreases and the opening area becomes zero.
The same applies to the characteristic of the variable aperture section 21b.
これらの第２の可変絞り部21a、21bのうちの可変絞り
部21bは第２図に示すようにスプール７が右位置に、す
なわち左方向に移動するときに絞りとして機能し、また
可変絞り部21aは同第２図に示すようにスプール７が左
位置に、すなわち右方向に移動するときに絞りとして機
能する。As shown in FIG. 2, the variable throttle portion 21b of the second variable throttle portions 21a and 21b functions as a throttle when the spool 7 moves to the right position, that is, the left direction. Reference numeral 21a functions as an aperture when the spool 7 moves to the left position, that is, to the right as shown in FIG.
なお、第２図に示す油圧駆動装置におけるアクチユエ
ータは、カウンタバランスバルブ付の旋回モータ４であ
り、この旋回モータ４を含むその他の構成は前述した第
６図及び第７図に示すものと同等である。The actuator in the hydraulic drive device shown in FIG. 2 is a swing motor 4 with a counterbalance valve, and other configurations including the swing motor 4 are the same as those shown in FIGS. 6 and 7 described above. is there.
この実施例における乃２の可変絞り21a、21b、第１の
可変絞り部14a、14bの流量制御弁８のスプールストロー
クに対する切換えタイミングは、旋回モータ４の駆動を
意図してスプール７を中立位置から第１図の右方向に移
動させるものと仮定すると、例えば第３図の特性線22で
示すように、第２の可変絞り部21aの閉塞する前に、特
性線20dで示すように第１の可変絞り部14aが十分に開口
するようになつている（領域S1で示す）。これにより第
１の可変絞り部14aと、第２の可変絞り部21a、タンク通
路13aを含む排出通路とからなる油圧系統すなわち領域S
1において形成される油圧系統は模式的に第４図に示す
ように表すことができる。In this embodiment, the switching timing of the variable strokes 21a and 21b and the first variable throttle portions 14a and 14b with respect to the spool stroke of the flow control valve 8 is changed from the neutral position with the intention of driving the turning motor 4. Assuming that it is moved to the right in FIG. 1, for example, as shown by the characteristic line 22 in FIG. 3, before the second variable diaphragm 21a is closed, the first variable as shown by the characteristic line 20d. The variable aperture section 14a is sufficiently opened (indicated by an area S1). Accordingly, the hydraulic system, that is, the region S, includes the first variable throttle portion 14a, the second variable throttle portion 21a, and the discharge passage including the tank passage 13a.
The hydraulic system formed in 1 can be represented schematically as shown in FIG.
この第４図において、メータインの第１の可変絞り部
14aの開口面積をＡ、第２の可変絞り部21aの開口面積を
Ｔとすると、まず、圧油供給源すなわち可変容量油圧ポ
ンプ１とポンプ流量制御装置２における特性から、前述
したように、 Pd＝PL＋ΔＰ （２） が成り立つ。一方、第１の可変絞り部14aを流れる流量Q
1は、 であり、この流量Q1が第２の可変絞り部21aを流れるこ
とから、 となり、（４）式はPT＝０と考えて、 となる。上記の（３）、（５）式からPLとPzの関係は、 PL＝｛A2/（A2＋T2）｝Pz （６） となる。In FIG. 4, a first variable throttle section of the meter-in
Assuming that the opening area of 14a is A and the opening area of the second variable restrictor 21a is T, firstly, as described above, from the characteristics of the pressure oil supply source, that is, the variable displacement hydraulic pump 1 and the pump flow control device 2, Pd = P L + ΔP (2) On the other hand, the flow rate Q flowing through the first variable throttle 14a
1 is , And the since the flow rate Q 1 is flowing through the second variable throttle portion 21a, Equation (4) assumes that P T = 0, and Becomes From the above equations (3) and (5), the relationship between P L and P z is P L = {A 2 / (A 2 + T 2 )} Pz (6).
また、旋回モータ４の単独駆動時では圧力制御手段を
構成する圧力補償弁９は機能せず、開口状態にあること
から Pd＝Pz （７） である。Further, when the swing motor 4 is driven independently, the pressure compensating valve 9 constituting the pressure control means does not function and is in the open state, so that Pd = Pz (7).
上記した（２）、（６）、（７）の関係から、 Pd＝｛（A2＋T2）/T2｝ΔＰ （８） と表され、上記した（６）、（７）、（８）の関係か
ら、 PL＝（A2/T2）ΔＰ （９）と表される。From the relations (2), (6), and (7) above, Pd = ｛(A 2 + T 2 ) / T 2 ｝ ΔP (8), and the above-mentioned (6), (7), (8) ), P L = (A 2 / T 2 ) ΔP (9)
また、旋回モータ４と図示しない他のアクチユエータ
の複合駆動時では、図示しない他のアクチユエータの負
荷が高い場合には第２図の圧力補償弁９が動作し、メー
タインの第１の可変絞り部14a、14bの上流圧Pzと信号圧
力である負荷圧力PLとの差圧を、Pz−PL＝ΔＰ′（Δ
Ｐ′は圧力制御弁９のばねの力に相当）するように制御
するので、上述した（９）式と同様に、 PL＝（A2/T2）ΔＰ′ （10） となる。In addition, during combined driving of the swing motor 4 and another actuator (not shown), when the load on the other actuator (not shown) is high, the pressure compensating valve 9 shown in FIG. 2 is operated, and the first variable throttle section 14a of the meter-in is operated. the differential pressure between the load pressure P L on the upstream pressure Pz and the signal pressure 14b, Pz-P L = ΔP '(Δ
(P 'is equivalent to the force of the spring of the pressure control valve 9), so that P L = (A 2 / T 2 ) ΔP' (10) as in the above equation (9).
したがつて、この実施例にあつては、単独駆動、複合
駆動のいずれかの場合であつても、負荷圧力すなわちポ
ート圧力PLは、スプール７のストロークによつて決定さ
れる面積ＡとＴの関係とすることができる。Was but connexion, an alien to this embodiment, independent drive, even shall apply in the case of any of the composite drive, load pressure or port pressure P L, the area A and T are by connexion determined stroke of the spool 7 The relationship can be:
さらにこの実施例では、第３図に例示したように、メ
ータインの第１の可変絞り部14a、14bの特性20dに対し
て第２の可変絞り部21a、21bの特性を符号22で示すよう
にしてある。すなわち、特性20dの上昇に対して、第２
の可変絞り部21a、21bの特性22は、一旦開口面積を増加
させてから減少するようにしてある。このように第２の
可変絞り部21a、21bの特性をストロークの増加に対して
単調に減少させるのではなく、増加→減少の特性とする
ことにより、式（９）、（10）で示される PL＝（A2/T2）ΔＰ （≦リリーフ圧力） PL＝（A2/T2）ΔＰ′（≦リリーフ圧力） の関係を有し、油圧シヨベル等の土木・建設機械で一般
に使用されるリリーフ圧力が300kg/cm2、差圧ΔＰ、Δ
Ｐ′が15kg/cm2という条件下においては、スプールスト
ロークの十分に広い範囲で、ポート圧力PLと流量Ｑの制
御が可能である。したがつて、油圧シヨベルにおける掘
削作業などのように、高いポート圧力PLの大きな流量Ｑ
とを組合わせる制御や、地ならし作業などのように、低
いポート圧力PLと大きな流量Ｑとを組合わせる制御の
他、種々の大きさのポート圧力PLと流量Ｑの組合わせの
制御を行うことができる。Further, in this embodiment, as illustrated in FIG. 3, the characteristic of the second variable aperture units 21a and 21b is shown by reference numeral 22 with respect to the characteristic 20d of the first variable aperture units 14a and 14b of meter-in. It is. That is, when the characteristic 20d increases, the second
The characteristic 22 of the variable aperture sections 21a and 21b is designed to decrease once the aperture area is increased. As described above, the characteristics of the second variable throttle units 21a and 21b are not monotonously decreased with respect to the increase in the stroke, but are changed from the increase to the decrease, so that the expressions (9) and (10) are obtained. P L = (A 2 / T 2 ) ΔP (≦ Relief pressure) P L = (A 2 / T 2 ) ΔP ′ (≦ Relief pressure), commonly used in civil engineering and construction machines such as hydraulic shovels Relief pressure is 300 kg / cm 2 , differential pressure ΔP, Δ
P 'is in the condition that 15 kg / cm 2, a sufficiently wide range of the spool stroke, it is possible to control the port pressure P L and a flow rate Q. Was but connexion, as in such drilling operations in a hydraulic Shiyoberu, large flow rate Q of the high port pressure P L
In addition to the control that combines the low port pressure P L and the large flow rate Q, such as the leveling work, the control of the combination of the port pressure P L and the flow rate Q of various sizes is performed. be able to.
このように構成した実施例にあつては、上記各式に示
したようにスプール７を中立位置から左右いずれかに移
動させる際、ポンプ１の吐出圧Pd及び負荷圧力PLは負荷
状態に依存することなく、一定に設定しうる差圧ΔＰあ
るいは差圧ΔＰ′と、第１の可変絞り部14a、14bの開口
面積Ａと、スプール７のストロークに応じて増減する第
２の可変絞り部21a、21bの開口面積Ｔによつて決定さ
れ、また開口面積Ａ、Ｔはスプールストロークによつて
決まる。それ故、流量制御弁８のレバー操作量に応じた
ポンプ１の吐出圧Pd及び負荷圧力PLの制御を実現させる
ことができる。また、スプールストロークに対するポー
ト圧力PLと流量Ｑの制御領域を十分に大きくとることが
できる。これにより、オペレータの意図する操作を実行
でき操作性が向上するとともに、旋回モータ４によつて
駆動される慣性負荷の加速度及び速度を十分に広いスプ
ールストローク領域で制御でき、オペレータに与えるシ
ヨツクを軽減することができるとともに、作業の種類に
対応した高精度な負荷体の駆動制御を実現させることが
できる。Shall apply to the embodiments constructed as described above, when moving to the right or left from the neutral position the spool 7, as shown in the above formulas, the discharge pressure Pd and the load pressure P L of the pump 1 depends on the load state Without changing the pressure difference ΔP or ΔP ′ which can be set to a constant value, the opening area A of the first variable throttle portions 14a and 14b, and the second variable throttle portion 21a which increases and decreases according to the stroke of the spool 7. , 21b are determined by the opening area T, and the opening areas A, T are determined by the spool stroke. Therefore, it is possible to realize the control of the discharge pressure of the pump 1 in accordance with the lever operation amount of the flow control valve 8 Pd and the load pressure P L. Further, the control range of the port pressure P L and the flow rate Q with respect to the spool stroke can be made sufficiently large. As a result, the operation intended by the operator can be executed, the operability is improved, and the acceleration and speed of the inertial load driven by the swing motor 4 can be controlled in a sufficiently wide spool stroke region, thereby reducing the shock given to the operator. In addition to this, it is possible to realize highly accurate drive control of the load body corresponding to the type of work.
なお、大流量及び高い圧力が必要なスプール７のスト
ロークエンド近辺（第３図の領域S2）では第２の可変絞
り部21a、21bは完全に閉じられているので、この第２の
可変絞り部21a、21bからの圧油のもれによるエネルギロ
スがない。In the vicinity of the stroke end of the spool 7 requiring a large flow rate and a high pressure (region S2 in FIG. 3), the second variable throttle portions 21a and 21b are completely closed. There is no energy loss due to leakage of pressure oil from 21a and 21b.
本発明の方向切換弁は、以上のように構成したことか
ら、アクチユエータの単独駆動、複合駆動いずれの場合
でも流量制御弁を中立位置から作動させたとき、第１の
可変絞り部と第２の可変絞り部を含む油圧系統を形成さ
せることができ、したがつて、これらの第１の可変絞り
部及び第２の可変絞り部の開口面積の関数であるポンプ
圧力及び負荷圧力であるポート圧力を流量制御弁のレバ
ー操作量に応じて制御することができ、従来のように意
図しないにもかかわらずリリーフ弁の設定圧まで上昇し
てしまう事態を生じることがない。これにより優れた操
作性が得られ、またアクチユエータによつて慣性負荷を
駆動する場合にはその加速度及び速度を制御することが
でき、オペレータに与えるシヨツクを従来に比べて軽減
することができ、また広いスプールストローク領域で負
荷圧力と流量の種々の大きさの異なる組合わせの制御を
おこなうことができ、作業の種類に対応した高精度の負
荷体の駆動制御を実現させることができる。Since the directional control valve of the present invention is configured as described above, when the flow control valve is operated from the neutral position regardless of whether the actuator is driven independently or combined, the first variable throttle portion and the second A hydraulic system including a variable throttle can be formed, so that the pump pressure and the port pressure, which is the load pressure, are a function of the opening area of these first and second variable throttles. Control can be performed in accordance with the lever operation amount of the flow control valve, and there is no occurrence of a situation in which the pressure rises to the set pressure of the relief valve although it is not intended as in the related art. As a result, excellent operability can be obtained, and when the inertial load is driven by the actuator, the acceleration and speed can be controlled, and the shock given to the operator can be reduced as compared with the conventional case. It is possible to control various combinations of various sizes of the load pressure and the flow rate in a wide spool stroke region, and to realize high-precision drive control of the load body corresponding to the type of work.
第１図は本発明の方向切換弁の実施例を示す縦断面図、
第２図は第１図に示す方向切換弁が備えられるロードセ
ンシングシステムを具備する土木・建設機械の油圧駆動
装置を示す回路図、第３図は本発明で得られる流量制御
弁のスプールのストロークと第１の可変絞り部、第２の
可変絞り部の開口面積との関係を示した特性図、第４図
は第１図に示す実施例において形成される排出通路を含
む油圧系統を模式的に示した図、第５図（ａ）、（ｂ）
は第１図に示す実施例に備えられるスプールに形成され
る第２の可変絞り部を示す平面図、側面図、第６図は従
来の方向切換弁の構成を示す縦断面図、第７図は第６図
に示す方向切換弁が備えられるロードセンシングシステ
ムを具備する土木・建設機械の油圧駆動装置を示す回路
図である。 １……可変容量油圧ポンプ、２……ポンプ流量制御装
置、３……リリーフ弁、４……旋回モータ、５……方向
切換弁、６……ブロツク体、７……スプール、８……流
量制御弁、９……圧力補償弁（圧力制御手段）、10……
シヤトル弁、11a、11b……圧油供給通路、12a、12b……
負荷通路、13a、13b……タンク通路、14a、14b……第１
の可変絞り部、15a、15b……検出ポート、16a、16b、17
a、17b、18、19……通路、21a、21b……第２の可変絞り
部。FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing an embodiment of a directional control valve of the present invention,
FIG. 2 is a circuit diagram showing a hydraulic drive device of a civil engineering / construction machine having a load sensing system provided with the directional control valve shown in FIG. 1, and FIG. 3 is a stroke of a spool of a flow control valve obtained by the present invention. FIG. 4 is a characteristic diagram showing a relationship between the opening area of the first variable throttle unit and the second variable throttle unit. FIG. 4 schematically shows a hydraulic system including a discharge passage formed in the embodiment shown in FIG. 5 (a) and (b) shown in FIG.
FIG. 1 is a plan view and a side view showing a second variable throttle section formed on a spool provided in the embodiment shown in FIG. 1; FIG. 6 is a longitudinal sectional view showing a configuration of a conventional directional control valve; FIG. 7 is a circuit diagram showing a hydraulic drive device of a civil engineering / construction machine having a load sensing system provided with the direction switching valve shown in FIG. 6. DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Variable displacement hydraulic pump, 2 ... Pump flow control device, 3 ... Relief valve, 4 ... Swing motor, 5 ... Direction switching valve, 6 ... Block body, 7 ... Spool, 8 ... Flow rate Control valve, 9: Pressure compensation valve (pressure control means), 10:
Shuttle valve, 11a, 11b ... Pressure oil supply passage, 12a, 12b ...
Load passage, 13a, 13b ... tank passage, 14a, 14b ... first
Variable aperture section, 15a, 15b ... Detection port, 16a, 16b, 17
a, 17b, 18, 19 ... passage, 21a, 21b ... second variable throttle unit.
───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (56)参考文献 特開 平３−255204（ＪＰ，Ａ) 特開 平１−220708（ＪＰ，Ａ) 特開 平１−116302（ＪＰ，Ａ) 特開 平１−224505（ＪＰ，Ａ) 実開 平２−18903（ＪＰ，Ｕ) 実開 昭61−116202（ＪＰ，Ｕ) 国際公開89／11041（ＷＯ，Ａ１) (58)調査した分野(Int.Cl.6，ＤＢ名) F15B 11/00 - 11/22 F15B 13/02 - 13/09 E02F 9/22 ──────────────────────────────────────────────────続 き Continuation of front page (56) References JP-A-3-255204 (JP, A) JP-A-1-220708 (JP, A) JP-A 1-1116302 (JP, A) JP-A-1- 224505 (JP, A) Japanese Utility Model Hei 2-18903 (JP, U) Japanese Utility Model Application Sho 61-116202 (JP, U) WO 89/11041 (WO, A1) (58) Fields investigated (Int. Cl. 6) , DB name) F15B 11/00-11/22 F15B 13/02-13/09 E02F 9/22
Claims (5)
る圧油の流れを制御する流量制御弁を有する方向切換弁
であって、圧油供給源に連絡される圧油供給通路と、ア
クチュエータに連絡される負荷通路と、上記流量制御弁
の操作量に応じて開口し、上記圧油供給通路と上記負荷
通路とを接続するメータインの第１の可変絞り部と、こ
の第１の可変絞り部の下流に設けられ、上記アクチュエ
ータの負荷圧を検出する検出ポートと、この検出ポート
で検出された負荷圧力を上記圧油供給源の制御圧力とし
て伝える伝達通路と、該流量制御弁の中立位置付近の作
動状態で、上記伝達通路と油タンクに連通するタンク通
路とを連絡する排出通路とを具備する方向切換弁におい
て、上記流量制御弁の操作量に応じて開口した上記第１
の可変絞り部の下流で、上記流量制御弁の操作量に応じ
て開口し、上記負荷通路と上記タンク通路とを接続する
第２の可変絞り部を設けたことを特徴とする方向切換
弁。1. A directional control valve having a flow control valve for controlling a flow of pressure oil supplied from a pressure oil supply source to an actuator, comprising: a pressure oil supply passage connected to the pressure oil supply source; A load passage connected thereto, a first variable throttle portion of a meter-in which opens according to an operation amount of the flow control valve and connects the pressure oil supply passage and the load passage; and a first variable throttle portion of the meter-in. A detection port for detecting the load pressure of the actuator, a transmission passage for transmitting the load pressure detected by the detection port as the control pressure of the pressure oil supply source, and a position near the neutral position of the flow control valve. A directional control valve having a discharge passage communicating with the transmission passage and a tank passage communicating with the oil tank in the operative state, wherein the first switching valve is opened in accordance with an operation amount of the flow control valve.
A directional switching valve provided with a second variable throttle portion that opens in accordance with the operation amount of the flow control valve and connects the load passage and the tank passage downstream of the variable throttle portion.
は、流量制御弁を中立位置から切り換えて、操作量を増
大させた時、上記第１の可変絞り部はその開口面積が増
大し、上記第２の可変絞り部はその開口面積が増大した
後、減少するような形状としたことを特徴とする請求項
１記載の方向切換弁。The first variable throttle section and the second variable throttle section switch the flow control valve from a neutral position to increase an operation amount, and the first variable throttle section has an opening area thereof. 2. The directional control valve according to claim 1, wherein the shape of the directional control valve increases such that the opening area of the second variable throttle portion increases and then decreases.
ルの外周に刻設された凹溝の形状は、幅が軸方向にほぼ
一定で、深さが変化するように形成されたことを特徴と
する請求項１または２記載の方向切換弁。3. A shape of a concave groove formed in an outer periphery of a spool constituting one of the second variable throttle portions is formed so that a width is substantially constant in an axial direction and a depth changes. The directional control valve according to claim 1 or 2, wherein:
負荷圧力である制御圧力と吐出圧力との差圧が略一定と
なるように流量制御されたことを特徴とする請求項１〜
３の何れか記載の方向切換弁。4. The pressure oil supply source is controlled so that the pressure difference between the control pressure, which is the maximum load pressure of the load to which the pressure oil is supplied, and the discharge pressure is substantially constant. 1 to
3. The directional control valve according to any one of 3.
力との差圧を一定に保持する圧力制御手段を具備したこ
とを特徴とする請求項１〜４の何れか記載の方向切換
弁。5. The direction according to claim 1, further comprising pressure control means for maintaining a constant pressure difference between an upstream pressure and a downstream pressure of the first variable throttle unit. Switching valve.
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