JP4083962B2 - Hydraulic control device - Google Patents

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、フォークリフトなど、複数のアクチュエータを備えた油圧作業機に用いる油圧制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
図４に示す従来の油圧制御装置は、ポンプＰに供給流路１を介してコンペンセータバルブ２を接続している。このコンペンセータバルブ２は、その切り換え位置に応じてポンプＰの吐出油を優先流路３と余剰流路４とに振り分けるものである。そして、このコンペンセータバルブ２の切り換え位置は、第１，２パイロット室２ａ、２ｂに導いたパイロット圧の圧力作用と、スプリング５のバネ力とによって決まるが、各パイロット室２ａ，２ｂに導くパイロット圧については後で詳しく説明する。
【０００３】
上記優先流路３には、リフトシリンダを制御する切換弁Ａと、チルトシリンダを制御する切換弁Ｂと、アタッチメント用シリンダを制御する切換弁Ｃとをパラレルに接続している。これら切換弁Ａ〜Ｃは、そのパイロット室に比例電磁式減圧弁ｓによって制御されたパイロット圧を導くと、その圧力作用によって切り換わるが、図示する中立位置にあるときに優先流路３を遮断している。
【０００４】
また、上記切換弁Ａ〜Ｃには、第１〜３負荷圧ライン１５〜１７をそれぞれ接続している。そして、切換弁Ａに接続したリフトシリンダの負荷圧を、第１負荷圧ライン１５を介して第２シャトル弁１３に導き、切換弁Ｂ、Ｃに接続したチルトシリンダおよびアタッチメント用シリンダの負荷圧を、第２，３負荷圧ライン１６，１７を介して第３シャトル弁１４に導くようにしている。
そして、上記第２シャトル弁１３と第３シャトル弁１４とによって、各シリンダの負荷圧のうち、最も高い負荷圧を選択して、第１シャトル弁１２に導くようにしている。そして、最も高い負荷圧を、第１シャトル弁１２を介してコンペンセータバルブ２の第１パイロット室２ａに導くようにしている。
【０００５】
上記供給流路１には、パイロット流路６を接続し、このパイロット流路６に流量制御弁７を接続している。この流量制御弁７の下流側には、絞り８を設けている。そして、この絞り８の上流側の圧力を、流量制御弁７のパイロット室７ａに導き、絞り８の下流側の圧力を流量制御弁７のパイロット室７ｂに導いている。
このようにした流量制御弁７は、絞り８前後の差圧を、スプリング９のバネ力に相当する圧力に保ち、そこを通過する流量を一定に制御する。
また、上記絞り８の下流側にはリリーフ弁１０を接続し、その上流側の圧力を、リリーフ弁１０の設定圧に保つようにしている。そして、この設定圧相当の一次圧を、パイロットライン１１を介して各切換弁Ａ〜Ｃの比例電磁式減圧弁ｓに導いている。
【０００６】
上記パイロットライン１１は、第１シャトル弁１２に接続している。第１シャトル弁１２は、上記第１〜３負荷圧ライン１５〜１７がタンク圧になっている場合に、リリーフ弁１０で設定された一次圧を、コンペンセータバルブ２の第１パイロット室２ａに導く。
また、コンペンセータバルブ２の第２パイロット室２ｂには、切換弁Ａ〜Ｃの上流側の圧力を導くようにしている。
【０００７】
上記のようにした従来例は、切換弁Ａ〜Ｃを中立位置に保ってポンプＰを駆動すると、優先流路３側に流れが生じない。ただ、この優先流路３に生じた圧力が、コンペンセータバルブ２の第２パイロット室２ｂに作用する。
また、このときリリーフ弁１０の上流側に設定圧相当の圧力が発生し、この圧力がパイロットライン１１から第１シャトル弁１２を経由してコンペンセータバルブ２の第１パイロット室２ａに導かれる。
【０００８】
したがって、コンペンセータバルブ２は、第１パイロット室２ａの作用力およびスプリング５のバネ力と、第２パイロット室２ｂの作用力とのバランスする位置を保つ。そして、このコンペンセータバルブ２は、その第２パイロット室２ｂの作用力が、ポンプ圧の上昇によって第１パイロット室２ａおよびスプリング５のバネ力にうち勝つと、図面右側位置に切り換わり、ポンプＰの吐出油を、余剰流路４を介してタンクに排出する。
【０００９】
上記の状態から、例えばリフト用切換弁Ａを切り換えて、この切換弁Ａがその切り換え量に応じた絞り流路を形成すると、優先流路３からの圧油が供給されて、この切換弁Ａの前後に差圧が生じる。そして、この切換弁Ａの上流側の圧力が、コンペンセータバルブ２の第２パイロット室２ｂに導かれて、切換弁Ａの下流側の圧力が、第１負荷圧ライン１５→第２シャトル弁１３を経由して第１シャトル弁１２に導かれる。そして、この第１シャトル弁１２に導いた負荷圧が、リリーフ弁１０で設定された圧力以上であれば、リフトシリンダの負荷圧がコンペンセータバルブ２の第１パイロット室２ａに導かれる。
【００１０】
第１パイロット室２ａに負荷圧が導かれると、コンペンセータバルブ２がリフトシリンダに対してロードセンシング機能を発揮する。すなわち、コンペンセータバルブ２が、切換弁Ａの前後に生じる差圧を、スプリング５のバネ力に相当する分に保つように、優先流路３側に供給する流量を制御する。このように流量を制御すると、リフトシリンダの負荷が変動したとしても、切換弁Ａの絞り開度に応じた流量が常にシリンダ側に供給されて、このリフトシリンダの作動速度が一定に保たれる。
【００１１】
上記供給流路１には、メインリリーフ弁Ｒを接続している。このメインリリーフ弁Ｒは、その設定圧をリフトシリンダの許容圧力に基づいて決めている。そして、このメインリリーフ弁Ｒによって、リフトシリンダに作用する最高圧を制御するようにしている。すなわち、リフトシリンダの許容圧力以上の高圧が、メインリリーフ弁Ｒに作用すると、このメインリリーフ弁Ｒが開く。このようにメインリリーフ弁Ｒが開けば、リフトシリンダに許容圧力以上の高圧が作用したりしない。
【００１２】
また、上記第２シャトル弁１３と第３シャトル弁１４とを接続する負荷圧ライン１８には、パイロットリリーフ弁１９を接続している。このパイロットリリーフ弁１９の設定圧は、上記メインリリーフ弁Ｒの設定圧よりも低くしている。
このようにしたパイロットリリーフ弁１９は、チルトシリンダおよびアタッチメント用アクチュエータの最高圧を制御するものである。
例えば、チルトシリンダのみを作動させているときに、このチルトシリンダに作用する負荷圧が、コンペンセータバルブ２の第１パイロット室２ａに導かれると、コンペンセータバルブ２は、チルトシリンダに対してロードセンシング機能を発揮する。この状態から、チルトシリンダに作用する負荷圧が、パイロットリリーフ弁１９の設定圧を超えると、このパイロットリリーフ弁１９が開き、コンペンセータバルブ２の第１パイロット室２ａの圧力も、その設定圧に保たれる。
【００１３】
したがって、コンペンセータバルブ２は、上記パイロットリリーフ弁１９の設定圧よりもスプリング５のバネ力相当分だけ高くその供給圧を保つ。
つまり、チルトシリンダに供給される最高圧を、パイロットリリーフ弁１９と、コンペンセータバルブ２とによって制御している。
なお、アタッチメント用シリンダも、上記と同様に、パイロットリリーフ弁１９とコンペンセータバルブ２とによって制御されている。
したがって、このアタッチメント用シリンダの最高圧は、上記チルトシリンダの最高圧と等しくなっている。
【００１４】
一方、上記切換弁Ａ〜Ｃは、バルブセクションａ〜ｃにそれぞれ組み込まれているが、これらバルブセクションａ〜ｃの具体的な構造を図５に示す。
バルブボディ２０には、スプール孔２１を形成し、このスプール孔２１にスプール２２を摺動自在に組み込んでいる。
また、バルブボディ２０には、キャップ２３，２４を固定し、このキャップ２３，２４内に形成したパイロット室２３ａ，２４ａに、センタリングスプリング２５，２５を組み込んでいる。そして、これらセンタリングスプリング２５，２５の弾性力によってスプール２２を中立位置に保つようにしている。
さらに、上記バルブボディ２０には、比例電磁式減圧弁ｓ、ｓを固定し、これら比例電磁式減圧弁ｓ、ｓによって制御されたパイロット圧を、パイロット通路３５，３５を介して上記パイロット室２３ａ、２４ｂに導くようにしている。
なお、図中符号２６，２６は、いずれも負荷圧ラインである。
【００１５】
上記のようにしてスプール２２を組み込んだバルブボディ２０には、アクチュエータポート２７，２８、ポンプポート２９、供給ポート３０、連絡ポート３１、およびタンクポート３２を形成し、これらポートをスプール孔２１に連通させている。ただし、図示するように、スプール２２が中立位置にあれば、これらポート間の連通が遮断されている。
上記中立の状態から、例えばパイロット室２４ａにパイロット圧を供給すると、スプール２２が図面左方向に移動する。スプール２２が左方向に移動すると、このスプール２２に形成した環状溝３３を介して一方のアクチュエータポート２８と連絡ポート３１とが連通し、他方のアクチュエータポート２７とタンクポート３２とが環状溝３４を介して連通する。また、このときポンプポート２９と供給ポート３０とがスプール２２に形成したノッチｎを介して連通する。
【００１６】
そのため、ポンプＰの吐出油が、ポンプポート２９→ノッチｎ→供給ポート３０→連絡ポート３１→環状溝３３→アクチュエータポート２８に供給される。また、他方のアクチュエータポート２７からの戻り油が、環状溝３４→タンクポート３２を介してタンクに排出される。
このようにすれば、アクチュエータポート２７，２８に接続したシリンダが作動する。
なお、図４に示すように、コンペンセータバルブ２、流量制御弁７、リリーフ弁１０、パイロットリリーフ弁１９、およびメインリリーフ弁Ｒは、バルブセクションａの上流側に接続したインレットセクションｄに組み込んでいる。
【００１７】
【発明が解決しようとする課題】
上記従来例では、１つのパイロットリリーフ弁１９でチルトシリンダの最高圧とアタッチメント用シリンダの最高圧とを制御しているため、両シリンダの最高圧を別々に設定することができない。そのため、チルトシリンダの最高圧よりもアタッチメント用シリンダの最高圧を低く設定することができないという問題があった。
【００１８】
ここで、アタッチメント用シリンダ専用のパイロットリリーフ弁を、インレットセクションｄに設ければ、アタッチメント用シリンダの最高圧を、チルトシリンダと別に設定することができる。
しかし、アタッチメント用シリンダ専用のパイロットリリーフ弁をインレットセクションｄに組み込むと、その分、インレットセクションｄが大型化するという問題がある。
また、インレットセクションｄに設けたパイロットリリーフ弁を、バルブセクションｃに設けた第３負荷圧ライン１７に接続するためには、その間にあるバルブセクションａ，ｂにも別の負荷圧ラインを形成しなければならない。そのため、加工コストが高くなるという問題もある。
【００１９】
バルブセクションａ〜ｃにパイロットリリーフ弁を組み込むことができれば、インレットセクションｄの大型化などの問題を防止できるが、図５に示したように、バルブボディ２０には、負荷圧ライン２６，２６とタンクポート３２との間にパイロットリリーフ弁を組み込むだけの余裕がない。
結局、インレットセクションｄにもバルブセクションａ〜ｃにもパイロットリリーフ弁を組み込むことができず、アクチュエータの最高圧を個別に設定することができなかった。
この発明の目的は、インレットセクションもバルブセクションも大型化することなく、アクチュエータに作用する最高圧を個別に設定することのできる油圧制御装置を提供することである。
【００２０】
【課題を解決するための手段】
この発明は、ポンプと、このポンプにパラレルに接続した複数の切換弁と、これら切換弁を組み込んだバルブセクションと、このバルブセクションの上流側に設けたインレットセクションと、このインレットセクションに組み込むとともに、ポンプからの余剰流量をタンクに排出するコンペンセータバルブと、上記切換弁に接続するとともに、アクチュエータの負荷圧をコンペンセータバルブに導く負荷圧ラインと、これら負荷圧ラインを接続するとともに、最も高い負荷圧を選択して上記コンペンセータバルブのパイロット室に導く高圧選択機構とを備え、上記コンペンセータバルブは、最も高い負荷圧が生じているアクチュエータに対してロードセンシング機能を発揮する油圧制御装置を前提とする。
【００２１】
上記装置を前提としつつ、上記バルブセクションは、バルブボディと、このバルブボディに摺動自在に組み込んだスプールと、このスプールの両端を臨ませたパイロット室と、これらパイロット室に導くパイロット圧を制御する一対の比例電磁式減圧弁と、アクチュエータを接続するアクチュエータポートと、アクチュエータの負荷圧を導く負荷圧ラインと、タンクに連通するタンクポートと、上記負荷圧ラインとタンクポートとを接続する流路に設けたパイロットリリーフ弁とを備え、上記比例電磁式減圧弁は、その軸線をスプールの軸線に対して交差させるとともに、これら比例電磁式減圧弁の間に、パイロットリリーフ弁を設けたことを特徴とする。
【００２２】
【発明の実施の形態】
図１に第１実施例の回路図を示す。
ポンプＰには、供給流路３６を接続し、この供給流路３６にリフトシリンダを制御するリフト用切換弁４０と、チルトシリンダを制御するチルト用切換弁４１と、アタッチメント用シリンダを制御するアタッチメント用切換弁４２とをパラレルに接続している。これら切換弁４０〜４２は、図示する中立位置にあるとき閉位置を保ち、供給流路３６を遮断する。
また、上記切換弁４０〜４２のパイロット室４３〜４８には、それぞれ比例電磁式減圧弁４９〜５４を接続し、これら比例電磁式減圧弁４９〜５４の比例ソレノイド４９ａ〜５４ａを励磁することによって、各パイロット室４３〜４８にパイロット圧を導くようにしている。
なお、パイロット室にパイロット圧が供給された切換弁は、その圧力作用によって切り換わる。
【００２３】
上記供給流路３６には、第１分岐流路３７を接続し、この第１分岐流路３７に流量制御弁３８を設けている。この流量制御弁３８の下流側には、固定絞り３９を設けるとともに、この固定絞り３９の上流側の圧力を、ダンパ絞り５５を介して流量制御弁３８の第１パイロット室３８ａに導き、固定絞り３９の下流側の圧力を流量制御弁３８の第２パイロット室３８ｂに導くようにしている。
このようにした流量制御弁３８は、固定絞り３９前後の差圧をスプリング５６のバネ力相当分に保ち、そこを通過する流量を一定に保つ制御機能を発揮する。
したがって、第１分岐流路３７には、常に一定の流量が供給される。
【００２４】
上記第１分岐流路３７の下流側には、一次圧設定用のリリーフ弁５７を接続し、このリリーフ弁５７によって、その上流側の圧力を、設定圧相当に常に維持している。
このリリーフ弁５７によって発生させた一次圧は、流量制御弁３８と固定絞り３９との間に接続したパイロットライン５８を介して比例電磁式減圧弁４９〜５４に導かれ、この比例電磁式減圧弁４９〜５４によって減圧されてパイロット圧となる。
【００２５】
また、上記供給流路３６には、第２分岐流路５９を接続し、この第２分岐流路５９にコンペンセータバルブ６０を接続している。
このコンペンセータバルブ６０は、第１パイロット室６０ａにダンパ絞り６２を介して第１シャトル弁６３を接続し、第２パイロット室６０ｂにダンパ絞り６１を介してその上流側を接続している。
【００２６】
上記第１シャトル弁６３の上流側には、パイロットライン５８と第２シャトル弁６４とを接続し、第２シャトル弁６４には、第１負荷圧ライン６６と負荷圧ライン７０とを接続している。負荷圧ライン７０には、第３シャトル弁６５を接続し、この第３シャトル弁６５の上流側には、第２負荷圧ライン６７と第３負荷圧ライン６８とを接続している。
また、上記第１〜３負荷圧ライン６６〜６８には、固定絞りｆを設けるとともに、この固定絞りｆによって、そこを通過する流量を規制するようにしている。
なお、アタッチメント用切換弁４２に設けた固定絞りｆは、コンペンセータバルブ６０の圧力補償機能によって、そこを通過する流量を一定に保たれることもある。すなわち、固定絞りｆの上流側の圧力をコンペンセータバルブ６０の第２パイロット室６０ｂに導き、下流側の圧力を第１パイロット室６０ａに導いた場合に、このコンペンセータバルブ６０が固定絞りｆを通過する流量を一定に制御する。
【００２７】
上記第３シャトル弁６５は、第２負荷圧ライン６７を介して導いたチルトシリンダの負荷圧と、第３負荷圧ライン６８を介して導いたアタッチメント用シリンダの負荷圧とのうち、いずれか高い方の負荷圧を選択して、第２シャトル弁６４に導く。第２シャトル弁６４は、第３シャトル弁６５で高圧選択された負荷圧と、第１負荷圧ライン６６を介して導いたリフトシリンダの負荷圧とのうち、いずれか高い方の圧力を選択して第１シャトル弁６３に導く。
【００２８】
第１シャトル弁６３は、上記第２，３シャトル弁６４，６５によって選択されたシリンダの最高負荷圧と、パイロットライン５８から導いた一次圧とのうち、いずれか高い方の圧力を選択して、コンペンセータバルブ６０の第１パイロット室６０ａに供給する。
したがって、コンペンセータバルブ６０は、その第１パイロット室６０ａにシリンダの最高負荷圧が導かれた場合には、その最高負荷圧が生じているシリンダの作動速度を一定に保つようにその開度を制御する。すなわち、切換弁の開度に応じて形成される絞り流路前後の差圧を、スプリング６０ｃのバネ力相当分だけ高く保つようにその開度を調節する。
【００２９】
一方、いずれのシリンダも作動させていない場合、あるいはシリンダの最高負荷圧が一次圧よりも低い場合には、コンペンセータバルブ６０の第１パイロット室６０ａに一次圧が導かれる。
したがって、この場合には、コンペンセータバルブ６０が、一次圧よりもスプリング６０ｃのバネ力に相当する圧力分だけ高く供給圧を保つ。すなわち、いずれのシリンダも作動させない状態、すなわちスタンバイ状態では、一次圧を常に維持しながら、ポンプＰの供給圧を最小限に抑えて、エネルギーロスを防止している。
なお、上記第２、３シャトル弁６４，６５によって、この発明の高圧選択機構を構成している。
【００３０】
上記第２分岐流路５９には、メインリリーフ弁６９を接続し、このメインリリーフ弁６９によって、リフトシリンダに作用する最高負荷圧を制御するようにしている。
また、上記第２シャトル弁６４と第３シャトル弁６５とを接続する負荷圧ライン７０には排出流路７１を接続し、この排出流路７１に第１パイロットリリーフ弁７２を接続している。
さらに、上記第３負荷圧ライン６８にも排出流路７３を接続し、この排出流路７３に第２パイロットリリーフ弁７４を接続している。
【００３１】
上記リリーフ弁のうち、メインリリーフ弁６９の設定圧を一番高く設定している。次に、第１パイロットリリーフ弁７２の設定圧、三番目に第２パイロットリリーフ弁７４の設定圧、最後に、一次圧を設定するリリーフ弁５７の設定圧の順にしている。
なお、上記第１，２パイロットリリーフ弁７２，７４の上流側には、それぞれ固定絞り７５，７６を設け、これら固定絞り７５，７６によって、各パイロットリリーフ弁７２，７４の作動を安定させるようにしている。
【００３２】
上記第１パイロットリリーフ弁７２は、チルトシリンダに作用する最高圧を決めるものである。また、第２パイロットリリーフ弁７４は、アタッチメント用シリンダに作用する最高圧を決めるものである。
例えば、アタッチメント用シリンダのみを作動させている場合には、その負荷圧がコンペンセータバルブ６０の第１パイロット室６０ａに導かれている。そのため、コンペンセータバルブ６０は、切換弁４２の切り換え量に応じて形成される絞り通路前後の差圧を、常に一定に保つようにその開度を制御する。すなわち、コンペンセータバルブ６０が、アタッチメント用シリンダに対してロードセンシング制御機能を発揮する。
【００３３】
上記の状態から、アタッチメント用シリンダの負荷圧が第２パイロットリリーフ弁７４の設定圧を超えると、この第２パイロットリリーフ弁７４が開く。このように第２パイロットリリーフ弁７４が開けば、コンペンセータバルブ６０の第１パイロット室６０ａの圧力が、第２パイロットリリーフ弁７４の設定圧に保たれる。
したがって、ポンプＰの供給圧が、第２パイロットリリーフ弁７４の設定圧に、スプリング６０ｃのバネ力相当分の圧力を足した大きさに保たれる。
つまり、アタッチメント用シリンダに作用する最高圧を、第２パイロットリリーフ弁７４によって設定することができる。
【００３４】
一方、チルトシリンダのみを作動させている最中に、このチルトシリンダに作用する負荷圧が、第１パイロットリリーフ弁７２の設定圧を超えた場合には、この第１パイロットリリーフ弁７２が開く。このように第１パイロットリリーフ弁７２が開けば、コンペンセータバルブ６０のパイロット室６０ｂに導かれる圧力も、第１パイロットリリーフ弁７２の設定圧に保たれる。
したがって、第１パイロットリリーフ弁７２の設定圧に、スプリング６０ｃのバネ力相当分の圧力を足した大きさに、ポンプＰの供給圧が保たれる。
つまり、チルトシリンダに作用する最高圧を、第１パイロットリリーフ弁７２によって設定することができる。
【００３５】
以上のように、この第１実施例によれば、第１パイロットリリーフ弁７２をバルブセクションｂに組み込み、第２パイロットリリーフ弁７４をバルブセクションｃに組み込む構成にしたので、インレットセクションｄを大きくせずに、チルトシリンダの最高圧と、アタッチメント用シリンダの最高圧とを、別々に設定することができる。
なお、この第１実施例では、負荷圧ライン７０の下流側に第１パイロットリリーフ弁７２を接続しているが、この第１パイロットリリーフ弁７２を第２負荷圧ライン６７に直接接続すれば、この第１パイロットリリーフ弁７２をチルトシリンダ専用のリリーフ弁にすることもできる。
【００３６】
図２は、上記バルブセクションｂの具体的構造を示した断面図である。
バルブボディ７７には、スプール孔７８を形成し、このスプール孔７８にスプール７９を摺動自在に組み込んでいる。このスプール７９の両端には、軸方向穴８０，８０を形成し、その内部に段部８１，８１を形成している。
また、バルブボディ７７には、キャップ８２，８２を固定し、このキャップ８２，８２にボルト８３，８３を固定している。そして、このボルト８３，８３を、上記軸方向穴８０，８０に挿入している。
なお、上記キャップ８２，８２でスプール孔７８を塞ぐことにより、その内部にパイロット室４５，４６を形成している。
【００３７】
上記パイロット室４５，４６には、センタリングスプリング８４，８４を組み込んでいる。これらセンタリングスプリング８４，８４の一端を、上記軸方向穴８０，８０に挿入し、その弾性力をバネ受け部材８５，８５を介して上記ボルト８３，８３の頭部に作用させている。そして、両バネ受け部材８５，８５を段部８１，８１に押しつけた状態で、スプール７９を図示する中立位置に保持している。
また、上記スプール７９の両端には、切り欠き溝８６，８６を形成し、これら切り欠き溝８６，８６に、キャップ８２，８２に設けた回転規制部８７，８７を挿入している。このようにすることによって、スプール７９の回転を規正している。
【００３８】
上記パイロット室４５，４６には、バルブボディ７７に形成したパイロット通路８８，８９を介して減圧弁９０，９１を接続している。これら減圧弁９０，９１は、パイロットライン５８，５８を介して導いた一次圧を減圧してパイロット圧を生成する。このパイロット圧は、パイロット通路８８，８９を介してパイロット室４５，４６に導かれる。
また、上記減圧弁９０，９１は、バルブボディ７７の上面７７ａに固定した比例ソレノイド５１ａ，５２ａによって制御するようにしている。
なお、上記減圧弁９０と比例ソレノイド５１ａとの組み合わせによって、図１に示した比例電磁式減圧弁５１を構成し、減圧弁９１と比例ソレノイド５２ａとの組み合わせによって、図１に示した比例電磁式減圧弁５２を構成している。
そして、これら比例電磁式減圧弁５１，５２は、その軸線をスプール７９の軸線に対して直交するように配置している。
【００３９】
上記バルブボディ７７には、供給ポート９２、アクチュエータポート９３，９４、およびタンクポート９５，９６を形成し、これらポートをスプール孔７８に連通させている。ただし、スプール７９が図示する中立位置にあれば、このスプール７９によって、各ポート間の連通が遮断されている。
【００４０】
上記供給ポート９２の上方には、負荷圧ライン９７、９８を形成している。
また、これら負荷圧ライン９７，９８の上方であって、上記比例ソレノイド５１ａ，５２ａの間には、第１パイロットリリーフ弁７２を組み込んでいる。
この第１パイロットリリーフ弁７２は、バルブボディ７７の上面７７ａに開口させた組み付け穴９９に、筒部材１００を組み込むとともに、この筒部材１００の先端に絞り部材１０１を固定している。
この絞り部材１０１には、固定絞り７５を形成し、その上流側を負荷圧ライン９８に連通させている。この負荷圧ライン９８は、図１に示した負荷圧ライン７０に連通している。
【００４１】
また、上記固定絞り７５の下流側を、スプリング１０２を組み込んだスプリング室１０３に連通させている。
上記スプリング室１０３には、ポペット１０４を組み込むとともに、このポペット１０４をスプリング１０２の弾性力によって絞り部材１０１のシート部１０５に押しつけている。
さらに、上記スプリング室１０３には、排出流路７１を介してタンクポート９６に接続している。
なお、上記スプリング１０２のイニシャル弾性力は、調節ボルト１０６によって調節可能にしている。
【００４２】
次に、このバルブセクションｂの作用を説明する。
図示するように、スプール７９が中立位置にある状態から、比例ソレノイド５２ａを励磁して、パイロット室４６にパイロット圧を導くと、その圧力作用によってスプール７９が図面左方向に移動する。
スプール７９が左方向に移動すると、このスプール７９に形成したノッチ１０７を介してアクチュエータポート９３とタンクポート９５とが連通し、アクチュエータポート９４と供給ポート９２とがノッチ１０８を介して連通する。
【００４３】
そのため、供給ポート９２からアクチュエータポート９４に圧油が供給されるが、このとき、アクチュエータの負荷圧が、図示していない流路を介して負荷圧ライン９８に導かれている。そのため、アクチュエータの負荷圧が、第１パイロットリリーフ弁７２のポペット１０４に作用している。
したがって、上記ポペット１０４に作用する負荷圧が、この第１パイロットリリーフ弁７２の設定圧を超えると、シート部１０５からポペット１０４が離れて、負荷圧ライン９８とタンクポート９６とが連通する。
【００４４】
このように負荷圧ライン９８とタンクポート９６とが連通すると、この負荷圧ライン９８に連通する負荷圧ライン７０の圧力も、第１パイロットリリーフ弁７２の設定圧に保たれる。そして、この設定圧力がコンペンセータバルブ６０の第１パイロット室６０ａに導かれると、コンペンセータバルブ６０によって、チルトシリンダに作用する最高圧が規制される。すなわち、チルトシリンダに供給される供給圧が、第１パイロットリリーフ弁７２の設定圧に、スプリング６０ｃのバネ力に相当する圧力を足した分に保たれる。
したがって、第１パイロットリリーフ弁７２の設定圧によって、チルトシリンダの最高圧を個別に設定することができる。
【００４５】
また、上記第１パイロットリリーフ弁７２は、比例電磁式減圧弁５１と、比例電磁式減圧弁５２との間に設けているが、このようにしたのは、以下の理由からである。すなわち、比例電磁式減圧弁５１，５２というのは、パイロット通路８８，８９を短くするために、できるだけパイロット室４５，４６付近に取り付けるようにている。しかし、このようにパイロット室４５，４６付近に比例電磁式減圧弁５１，５２をそれぞれ取り付けると、これら両者間に大きなスペースが開いてしまう。なぜなら、パイロット室４５，４６というのは、スプール７９の両端にあり、このスプール７９の全長分だけ、比例電磁式減圧弁５１，５２の取付位置が開いてしまうからである。
【００４６】
ここで、スプール７９の全長を短くすることができれば、比例電磁式減圧弁５１，５２間のスペースもある程度小さくできる。しかし、スプール７９の全長というのは、ポートの位置や、必要制御ストロークによって決まっているので、ほとんど小さくできない。このような理由から、比例電磁式減圧弁５１，５２間には、大きなデッドスペースができていた。
そこで、この第１実施例では、比例電磁式減圧弁５１，５２間に生じていたデッドスペースに、第１パイロットリリーフ弁７２を組み込む構成にした。
このようにすれば、第１パイロットリリーフ弁７２を組み付けても、このバルブセクションｂが特に大きくなることがない。つまり、バルブセクションｂのデッドスペースだった部分を有効利用することで、バルブセクションｂの大型化を防止している。
【００４７】
図３に示した第２実施例は、図１に示した第１実施例のインレットセクションｄのメインリリーフ弁６９を削除し、その代わりに第３パイロットリリーフ弁１１１をバルブセクションａに設けたものである。すなわち、第１シャトル弁６３と第２シャトル弁６４とを接続する負荷圧ライン１０９に排出通路１１０を接続し、この排出通路１１０に第３パイロットリリーフ弁１１１を設けている。
上記第３パイロットリリーフ弁１１１の設定圧は、メインリリーフ弁６９の設定圧から、コンペンセータバルブ６０のスプリング６０ｃのバネ力相当分の圧力を引いた値に設定している。このようにすることで、実質的に、メインリリーフ弁６９の設定圧と同じになるように設定している。
また、上記第３パイロットリリーフ弁１１１の上流側には、固定絞り１１２を設けている。
【００４８】
この第２実施例によれば、リフトシリンダのみを作動させている最中に、このリフトシリンダに許容圧力以上の高圧が作用すると、それによって第３パイロットリリーフ弁１１１が開く。このように第３パイロットリリーフ弁１１１が開けば、コンペンセータバルブ６０のパイロット室６０ｂに導かれる圧力も、第３パイロットリリーフ弁１１１の設定圧に保たれる。
したがって、ポンプＰからリフトシリンダに供給される圧力が、第３パイロットリリーフ弁１１１の設定圧に、スプリング６０ｃのバネ力相当分の圧力を足した大きさに保たれる。つまり、リフトシリンダに作用する最高圧が、第３パイロットリリーフ弁１１１によって制御されている。
【００４９】
この第２実施例によれば、バルブセクションａに組み込んだ第３パイロットリリーフ弁１１１によってメインリリーフ弁の機能を得ることができる。
したがって、インレットセクションｄのメインリリーフ弁を省略でき、その分、インレットセクションｄを小型化できる。
【００５０】
【発明の効果】
この発明によれば、バルブセクションにパイロットリリーフ弁を組み込んだので、インレットセクションを大型化することなく、アクチュエータに作用する最高圧を、アクチュエータ毎に設定することができる。
また、上記パイロットリリーフ弁を、一対の比例電磁式減圧弁間に生じていたデッドスペースに設けたので、バルブセクションの大型化も防止できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】第１実施例の回路図である。
【図２】第１実施例のバルブセクションｂの具体的構造を示す断面図である。
【図３】第２実施例の回路図である。
【図４】従来例の回路図である。
【図５】従来のバルブセクションの具体的構造を示す断面図である。
【符号の説明】
Ｐ ポンプ
ａ〜ｃ バルブセクション
ｄ インレットセクション
４０ リフト用切換弁
４１ チルト用切換弁
４２ アタッチメント用切換弁
４３〜４８ パイロット室
４９〜５４ 比例電磁式減圧弁
６０ コンペンセータバルブ
６４ この発明の高圧選択機構を構成する第２シャトル弁
６５ この発明の高圧選択機構を構成する第３シャトル弁
７２ 第１パイロットリリーフ弁
７４ 第２パイロットリリーフ弁
１１１ 第３パイロットリリーフ弁
７７ バルブボディ
７９ スプール
９３，９４ アクチュエータポート
９５，９６ タンクポート
９８ 負荷圧ライン[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic control device used for a hydraulic working machine including a plurality of actuators such as a forklift.
[0002]
[Prior art]
In the conventional hydraulic control apparatus shown in FIG. 4, a compensator valve 2 is connected to a pump P via a supply flow path 1. The compensator valve 2 distributes the oil discharged from the pump P into the priority flow path 3 and the surplus flow path 4 according to the switching position. The switching position of the compensator valve 2 is determined by the pressure action of the pilot pressure led to the first and second pilot chambers 2a and 2b and the spring force of the spring 5, but the pilot pressure led to each pilot chamber 2a and 2b. Will be described in detail later.
[0003]
A switching valve A that controls the lift cylinder, a switching valve B that controls the tilt cylinder, and a switching valve C that controls the attachment cylinder are connected in parallel to the priority flow path 3. These switching valves A to C are switched by the pressure action when the pilot pressure controlled by the proportional electromagnetic pressure reducing valve s is introduced to the pilot chamber, but the priority flow path 3 is shut off when in the illustrated neutral position. is doing.
[0004]
The first to third load pressure lines 15 to 17 are connected to the switching valves A to C, respectively. Then, the load pressure of the lift cylinder connected to the switching valve A is guided to the second shuttle valve 13 via the first load pressure line 15, and the load pressures of the tilt cylinder and the attachment cylinder connected to the switching valves B and C are reduced. The third shuttle valve 14 is led through the second and third load pressure lines 16 and 17.
The second shuttle valve 13 and the third shuttle valve 14 select the highest load pressure among the load pressures of the cylinders and guide the selected one to the first shuttle valve 12. The highest load pressure is guided to the first pilot chamber 2 a of the compensator valve 2 through the first shuttle valve 12.
[0005]
A pilot flow path 6 is connected to the supply flow path 1, and a flow rate control valve 7 is connected to the pilot flow path 6. A throttle 8 is provided on the downstream side of the flow control valve 7. The pressure on the upstream side of the throttle 8 is guided to the pilot chamber 7 a of the flow control valve 7, and the pressure on the downstream side of the throttle 8 is guided to the pilot chamber 7 b of the flow control valve 7.
The flow control valve 7 configured as described above maintains the differential pressure before and after the throttle 8 at a pressure corresponding to the spring force of the spring 9 and controls the flow rate passing therethrough to be constant.
A relief valve 10 is connected to the downstream side of the throttle 8 so that the pressure on the upstream side is kept at the set pressure of the relief valve 10. The primary pressure corresponding to the set pressure is introduced to the proportional electromagnetic pressure reducing valves s of the switching valves A to C via the pilot line 11.
[0006]
The pilot line 11 is connected to the first shuttle valve 12. The first shuttle valve 12 guides the primary pressure set by the relief valve 10 to the first pilot chamber 2a of the compensator valve 2 when the first to third load pressure lines 15 to 17 are at tank pressure. .
Further, the pressure on the upstream side of the switching valves A to C is guided to the second pilot chamber 2 b of the compensator valve 2.
[0007]
In the conventional example described above, when the pump P is driven while the switching valves A to C are kept in the neutral position, no flow is generated on the priority flow path 3 side. However, the pressure generated in the priority flow path 3 acts on the second pilot chamber 2 b of the compensator valve 2.
At this time, a pressure corresponding to the set pressure is generated on the upstream side of the relief valve 10, and this pressure is guided from the pilot line 11 to the first pilot chamber 2 a of the compensator valve 2 via the first shuttle valve 12.
[0008]
Accordingly, the compensator valve 2 maintains a position where the acting force of the first pilot chamber 2a and the spring force of the spring 5 are balanced with the acting force of the second pilot chamber 2b. When the acting force of the second pilot chamber 2b wins over the spring force of the first pilot chamber 2a and the spring 5 due to an increase in pump pressure, the compensator valve 2 switches to the right side of the drawing, and the pump P The discharged oil is discharged to the tank via the surplus flow path 4.
[0009]
From the above state, for example, when the switching valve A for lift is switched and the switching valve A forms a throttle channel corresponding to the switching amount, the pressure oil from the priority channel 3 is supplied, and the switching valve A A differential pressure is generated before and after. Then, the pressure on the upstream side of the switching valve A is guided to the second pilot chamber 2b of the compensator valve 2, and the pressure on the downstream side of the switching valve A is changed from the first load pressure line 15 to the second shuttle valve 13. It is guided to the first shuttle valve 12 via. If the load pressure led to the first shuttle valve 12 is equal to or higher than the pressure set by the relief valve 10, the load pressure of the lift cylinder is guided to the first pilot chamber 2 a of the compensator valve 2.
[0010]
When the load pressure is guided to the first pilot chamber 2a, the compensator valve 2 exhibits a load sensing function for the lift cylinder. That is, the flow rate supplied to the priority flow path 3 side is controlled so that the compensator valve 2 keeps the differential pressure generated before and after the switching valve A by an amount corresponding to the spring force of the spring 5. When the flow rate is controlled in this way, even if the load of the lift cylinder fluctuates, the flow rate according to the throttle opening of the switching valve A is always supplied to the cylinder side, and the operating speed of the lift cylinder is kept constant. .
[0011]
A main relief valve R is connected to the supply flow path 1. The main relief valve R determines its set pressure based on the allowable pressure of the lift cylinder. The main relief valve R controls the maximum pressure acting on the lift cylinder. That is, when a high pressure higher than the allowable pressure of the lift cylinder acts on the main relief valve R, the main relief valve R is opened. When the main relief valve R is opened in this way, a high pressure exceeding the allowable pressure does not act on the lift cylinder.
[0012]
A pilot relief valve 19 is connected to a load pressure line 18 that connects the second shuttle valve 13 and the third shuttle valve 14. The set pressure of the pilot relief valve 19 is set lower than the set pressure of the main relief valve R.
The pilot relief valve 19 thus configured controls the maximum pressure of the tilt cylinder and the attachment actuator.
For example, when only the tilt cylinder is operated, when the load pressure acting on the tilt cylinder is guided to the first pilot chamber 2a of the compensator valve 2, the compensator valve 2 functions as a load sensing function with respect to the tilt cylinder. Demonstrate. From this state, when the load pressure acting on the tilt cylinder exceeds the set pressure of the pilot relief valve 19, the pilot relief valve 19 is opened, and the pressure of the first pilot chamber 2a of the compensator valve 2 is also maintained at the set pressure. Be drunk.
[0013]
Therefore, the compensator valve 2 maintains its supply pressure higher than the set pressure of the pilot relief valve 19 by an amount corresponding to the spring force of the spring 5.
That is, the maximum pressure supplied to the tilt cylinder is controlled by the pilot relief valve 19 and the compensator valve 2.
The attachment cylinder is also controlled by the pilot relief valve 19 and the compensator valve 2 as described above.
Therefore, the maximum pressure of the attachment cylinder is equal to the maximum pressure of the tilt cylinder.
[0014]
On the other hand, the switching valves A to C are incorporated in the valve sections a to c, respectively, and a specific structure of these valve sections a to c is shown in FIG.
A spool hole 21 is formed in the valve body 20, and a spool 22 is slidably incorporated in the spool hole 21.
Further, caps 23 and 24 are fixed to the valve body 20, and centering springs 25 and 25 are incorporated in pilot chambers 23 a and 24 a formed in the caps 23 and 24. The spool 22 is kept in the neutral position by the elastic force of the centering springs 25 and 25.
Furthermore, proportional solenoid pressure reducing valves s, s are fixed to the valve body 20, and pilot pressure controlled by the proportional electromagnetic pressure reducing valves s, s is supplied to the pilot chamber 23 a via the pilot passages 35, 35. , 24b.
Reference numerals 26 and 26 in the figure are both load pressure lines.
[0015]
The valve body 20 incorporating the spool 22 as described above is formed with actuator ports 27 and 28, a pump port 29, a supply port 30, a communication port 31, and a tank port 32, and these ports communicate with the spool hole 21. I am letting. However, as shown in the figure, when the spool 22 is in the neutral position, communication between these ports is blocked.
For example, when a pilot pressure is supplied to the pilot chamber 24a from the neutral state, the spool 22 moves to the left in the drawing. When the spool 22 moves in the left direction, one actuator port 28 and the communication port 31 communicate with each other via an annular groove 33 formed in the spool 22, and the other actuator port 27 and the tank port 32 communicate with the annular groove 34. Communicate through. At this time, the pump port 29 and the supply port 30 communicate with each other through a notch n formed in the spool 22.
[0016]
Therefore, the discharge oil of the pump P is supplied to the pump port 29 → notch n → supply port 30 → connecting port 31 → annular groove 33 → actuator port 28. Further, the return oil from the other actuator port 27 is discharged to the tank via the annular groove 34 → the tank port 32.
In this way, the cylinder connected to the actuator ports 27 and 28 operates.
As shown in FIG. 4, the compensator valve 2, the flow control valve 7, the relief valve 10, the pilot relief valve 19, and the main relief valve R are incorporated in the inlet section d connected to the upstream side of the valve section a. .
[0017]
[Problems to be solved by the invention]
In the above conventional example, since the maximum pressure of the tilt cylinder and the maximum pressure of the attachment cylinder are controlled by one pilot relief valve 19, the maximum pressures of both cylinders cannot be set separately. Therefore, there is a problem that the maximum pressure of the attachment cylinder cannot be set lower than the maximum pressure of the tilt cylinder.
[0018]
Here, if a pilot relief valve dedicated to the attachment cylinder is provided in the inlet section d, the maximum pressure of the attachment cylinder can be set separately from the tilt cylinder.
However, when the pilot relief valve dedicated to the attachment cylinder is incorporated in the inlet section d, there is a problem that the inlet section d is enlarged accordingly.
Further, in order to connect the pilot relief valve provided in the inlet section d to the third load pressure line 17 provided in the valve section c, another load pressure line is also formed in the valve sections a and b therebetween. There must be. Therefore, there is also a problem that the processing cost becomes high.
[0019]
If a pilot relief valve can be incorporated in the valve sections a to c, problems such as an increase in the size of the inlet section d can be prevented. However, as shown in FIG. 5, the valve body 20 includes load pressure lines 26 and 26. There is no room for incorporating a pilot relief valve between the tank port 32 and the tank port 32.
Eventually, the pilot relief valve could not be incorporated into the inlet section d and the valve sections a to c, and the maximum pressure of the actuator could not be set individually.
An object of the present invention is to provide a hydraulic control device capable of individually setting the maximum pressure acting on an actuator without increasing the size of the inlet section and the valve section.
[0020]
[Means for Solving the Problems]
The present invention incorporates a pump, a plurality of switching valves connected in parallel to the pump, a valve section incorporating the switching valves, an inlet section provided upstream of the valve section, and the inlet section. Connected to the compensator valve that discharges excess flow from the pump to the tank, the switching valve, a load pressure line that guides the load pressure of the actuator to the compensator valve, and these load pressure lines, and the highest load pressure The compensator valve is premised on a hydraulic control device that exhibits a load sensing function for an actuator in which the highest load pressure is generated.
[0021]
Based on the above equipment, the valve section controls the valve body, a spool that is slidably incorporated in the valve body, a pilot chamber that faces both ends of the spool, and a pilot pressure that leads to the pilot chamber. A pair of proportional electromagnetic pressure reducing valves, an actuator port that connects the actuator, a load pressure line that guides the load pressure of the actuator, a tank port that communicates with the tank, and a flow path that connects the load pressure line and the tank port The proportional electromagnetic pressure reducing valve has an axis intersecting the spool axis, and a pilot relief valve is provided between the proportional electromagnetic pressure reducing valves. And
[0022]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
FIG. 1 shows a circuit diagram of the first embodiment.
A supply flow path 36 is connected to the pump P, a lift switching valve 40 for controlling the lift cylinder, a tilt switching valve 41 for controlling the tilt cylinder, and an attachment for controlling the attachment cylinder. The switching valve 42 is connected in parallel. These switching valves 40 to 42 maintain a closed position when in the illustrated neutral position, and shut off the supply flow path 36.
Further, proportional solenoid pressure reducing valves 49 to 54 are connected to the pilot chambers 43 to 48 of the switching valves 40 to 42, respectively, and the proportional solenoids 49a to 54a of the proportional electromagnetic pressure reducing valves 49 to 54 are excited. The pilot pressure is guided to each pilot chamber 43-48.
Note that the switching valve to which the pilot pressure is supplied to the pilot chamber is switched by the pressure action.
[0023]
A first branch channel 37 is connected to the supply channel 36, and a flow rate control valve 38 is provided in the first branch channel 37. A fixed throttle 39 is provided on the downstream side of the flow control valve 38, and the pressure on the upstream side of the fixed throttle 39 is guided to the first pilot chamber 38 a of the flow control valve 38 via the damper throttle 55 to fix the fixed throttle. The pressure on the downstream side of 39 is guided to the second pilot chamber 38 b of the flow control valve 38.
The flow control valve 38 configured as described above exhibits a control function of maintaining the differential pressure before and after the fixed throttle 39 at an amount corresponding to the spring force of the spring 56 and keeping the flow rate passing therethrough constant.
Therefore, a constant flow rate is always supplied to the first branch flow path 37.
[0024]
A relief valve 57 for setting a primary pressure is connected to the downstream side of the first branch flow path 37, and the pressure on the upstream side is always maintained at a level corresponding to the set pressure by the relief valve 57.
The primary pressure generated by the relief valve 57 is guided to the proportional electromagnetic pressure reducing valves 49 to 54 via a pilot line 58 connected between the flow control valve 38 and the fixed throttle 39, and this proportional electromagnetic pressure reducing valve. The pressure is reduced by 49 to 54 to become a pilot pressure.
[0025]
In addition, a second branch channel 59 is connected to the supply channel 36, and a compensator valve 60 is connected to the second branch channel 59.
The compensator valve 60 has a first shuttle valve 63 connected to a first pilot chamber 60 a via a damper throttle 62, and an upstream side connected to a second pilot chamber 60 b via a damper throttle 61.
[0026]
A pilot line 58 and a second shuttle valve 64 are connected to the upstream side of the first shuttle valve 63, and a first load pressure line 66 and a load pressure line 70 are connected to the second shuttle valve 64. Yes. A third shuttle valve 65 is connected to the load pressure line 70, and a second load pressure line 67 and a third load pressure line 68 are connected to the upstream side of the third shuttle valve 65.
The first to third load pressure lines 66 to 68 are provided with a fixed throttle f, and the fixed throttle f regulates the flow rate passing therethrough.
Note that the fixed throttle f provided in the attachment switching valve 42 may keep the flow rate passing therethrough constant by the pressure compensation function of the compensator valve 60. That is, when the pressure on the upstream side of the fixed throttle f is guided to the second pilot chamber 60b of the compensator valve 60 and the pressure on the downstream side is guided to the first pilot chamber 60a, the compensator valve 60 passes through the fixed throttle f. The flow rate is controlled to be constant.
[0027]
The third shuttle valve 65 is the higher of the load pressure of the tilt cylinder guided through the second load pressure line 67 and the load pressure of the attachment cylinder guided through the third load pressure line 68. Is selected and led to the second shuttle valve 64. The second shuttle valve 64 selects the higher one of the load pressure selected by the third shuttle valve 65 and the load pressure of the lift cylinder guided through the first load pressure line 66. To the first shuttle valve 63.
[0028]
The first shuttle valve 63 selects the higher one of the maximum load pressure of the cylinder selected by the second and third shuttle valves 64 and 65 and the primary pressure derived from the pilot line 58. , And supplied to the first pilot chamber 60a of the compensator valve 60.
Therefore, when the maximum load pressure of the cylinder is guided to the first pilot chamber 60a, the compensator valve 60 controls the opening degree so as to keep the operating speed of the cylinder generating the maximum load pressure constant. To do. That is, the opening degree is adjusted so that the differential pressure before and after the throttle channel formed according to the opening degree of the switching valve is kept high by an amount corresponding to the spring force of the spring 60c.
[0029]
On the other hand, when none of the cylinders is operated, or when the maximum load pressure of the cylinder is lower than the primary pressure, the primary pressure is introduced into the first pilot chamber 60a of the compensator valve 60.
Therefore, in this case, the compensator valve 60 maintains the supply pressure higher than the primary pressure by a pressure corresponding to the spring force of the spring 60c. That is, in a state where none of the cylinders are operated, that is, in a standby state, the primary pressure is always maintained, and the supply pressure of the pump P is minimized to prevent energy loss.
The second and third shuttle valves 64 and 65 constitute the high pressure selection mechanism of the present invention.
[0030]
A main relief valve 69 is connected to the second branch flow path 59, and the maximum load pressure acting on the lift cylinder is controlled by the main relief valve 69.
A discharge pressure channel 71 is connected to a load pressure line 70 connecting the second shuttle valve 64 and the third shuttle valve 65, and a first pilot relief valve 72 is connected to the discharge channel 71.
Further, a discharge flow path 73 is also connected to the third load pressure line 68, and a second pilot relief valve 74 is connected to the discharge flow path 73.
[0031]
Among the relief valves, the set pressure of the main relief valve 69 is set highest. Next, the setting pressure of the first pilot relief valve 72, the setting pressure of the second pilot relief valve 74 third, and the setting pressure of the relief valve 57 that sets the primary pressure are set in this order.
Fixed throttles 75 and 76 are provided on the upstream side of the first and second pilot relief valves 72 and 74, respectively, so that the operations of the pilot relief valves 72 and 74 are stabilized by the fixed throttles 75 and 76. ing.
[0032]
The first pilot relief valve 72 determines the maximum pressure acting on the tilt cylinder. The second pilot relief valve 74 determines the maximum pressure that acts on the attachment cylinder.
For example, when only the attachment cylinder is operated, the load pressure is guided to the first pilot chamber 60 a of the compensator valve 60. Therefore, the compensator valve 60 controls the opening degree so that the differential pressure before and after the throttle passage formed according to the switching amount of the switching valve 42 is always kept constant. That is, the compensator valve 60 exhibits a load sensing control function for the attachment cylinder.
[0033]
When the load pressure of the attachment cylinder exceeds the set pressure of the second pilot relief valve 74 from the above state, the second pilot relief valve 74 is opened. When the second pilot relief valve 74 is thus opened, the pressure in the first pilot chamber 60 a of the compensator valve 60 is maintained at the set pressure of the second pilot relief valve 74.
Accordingly, the supply pressure of the pump P is maintained at a magnitude obtained by adding the pressure corresponding to the spring force of the spring 60 c to the set pressure of the second pilot relief valve 74.
That is, the maximum pressure acting on the attachment cylinder can be set by the second pilot relief valve 74.
[0034]
On the other hand, when only the tilt cylinder is being operated and the load pressure acting on the tilt cylinder exceeds the set pressure of the first pilot relief valve 72, the first pilot relief valve 72 is opened. When the first pilot relief valve 72 is thus opened, the pressure guided to the pilot chamber 60 b of the compensator valve 60 is also maintained at the set pressure of the first pilot relief valve 72.
Accordingly, the supply pressure of the pump P is maintained at a magnitude obtained by adding the pressure corresponding to the spring force of the spring 60c to the set pressure of the first pilot relief valve 72.
That is, the maximum pressure acting on the tilt cylinder can be set by the first pilot relief valve 72.
[0035]
As described above, according to the first embodiment, since the first pilot relief valve 72 is incorporated in the valve section b and the second pilot relief valve 74 is incorporated in the valve section c, the inlet section d can be enlarged. In addition, the maximum pressure of the tilt cylinder and the maximum pressure of the attachment cylinder can be set separately.
In the first embodiment, the first pilot relief valve 72 is connected to the downstream side of the load pressure line 70. However, if the first pilot relief valve 72 is directly connected to the second load pressure line 67, The first pilot relief valve 72 may be a relief valve dedicated to the tilt cylinder.
[0036]
FIG. 2 is a cross-sectional view showing a specific structure of the valve section b.
A spool hole 78 is formed in the valve body 77, and a spool 79 is slidably incorporated in the spool hole 78. At both ends of the spool 79, axial holes 80, 80 are formed, and step portions 81, 81 are formed therein.
Further, caps 82 and 82 are fixed to the valve body 77, and bolts 83 and 83 are fixed to the caps 82 and 82. The bolts 83 and 83 are inserted into the axial holes 80 and 80.
In addition, the pilot chambers 45 and 46 are formed in the inside by closing the spool hole 78 with the caps 82 and 82.
[0037]
Centering springs 84 and 84 are incorporated in the pilot chambers 45 and 46. One ends of the centering springs 84 and 84 are inserted into the axial holes 80 and 80, and the elastic force is applied to the heads of the bolts 83 and 83 via the spring receiving members 85 and 85. The spool 79 is held at the neutral position shown in the figure with both spring receiving members 85, 85 pressed against the step portions 81, 81.
Further, notch grooves 86, 86 are formed at both ends of the spool 79, and rotation restricting portions 87, 87 provided on the caps 82, 82 are inserted into the notch grooves 86, 86. By doing so, the rotation of the spool 79 is regulated.
[0038]
Pressure reducing valves 90 and 91 are connected to the pilot chambers 45 and 46 through pilot passages 88 and 89 formed in the valve body 77. These pressure reducing valves 90 and 91 generate a pilot pressure by reducing the primary pressure introduced through the pilot lines 58 and 58. This pilot pressure is guided to the pilot chambers 45 and 46 through the pilot passages 88 and 89.
The pressure reducing valves 90 and 91 are controlled by proportional solenoids 51 a and 52 a fixed to the upper surface 77 a of the valve body 77.
1 is configured by the combination of the pressure reducing valve 90 and the proportional solenoid 51a, and the proportional electromagnetic type shown in FIG. 1 is formed by the combination of the pressure reducing valve 91 and the proportional solenoid 52a. A pressure reducing valve 52 is configured.
The proportional electromagnetic pressure reducing valves 51 and 52 are arranged so that the axis thereof is orthogonal to the axis of the spool 79.
[0039]
A supply port 92, actuator ports 93 and 94, and tank ports 95 and 96 are formed in the valve body 77, and these ports are communicated with the spool hole 78. However, if the spool 79 is in the neutral position shown in the figure, the communication between the ports is blocked by the spool 79.
[0040]
Load pressure lines 97 and 98 are formed above the supply port 92.
A first pilot relief valve 72 is incorporated above the load pressure lines 97 and 98 and between the proportional solenoids 51a and 52a.
The first pilot relief valve 72 incorporates a tubular member 100 into an assembly hole 99 opened in the upper surface 77 a of the valve body 77, and fixes the throttle member 101 to the tip of the tubular member 100.
A fixed throttle 75 is formed in the throttle member 101, and its upstream side is communicated with the load pressure line 98. The load pressure line 98 communicates with the load pressure line 70 shown in FIG.
[0041]
Further, the downstream side of the fixed throttle 75 is communicated with a spring chamber 103 in which a spring 102 is incorporated.
A poppet 104 is incorporated in the spring chamber 103, and the poppet 104 is pressed against the sheet portion 105 of the throttle member 101 by the elastic force of the spring 102.
Further, the spring chamber 103 is connected to a tank port 96 via a discharge passage 71.
Note that the initial elastic force of the spring 102 can be adjusted by the adjusting bolt 106.
[0042]
Next, the operation of the valve section b will be described.
As shown in the figure, when the proportional solenoid 52a is excited from the state where the spool 79 is in the neutral position and the pilot pressure is introduced into the pilot chamber 46, the spool 79 moves to the left in the drawing by the pressure action.
When the spool 79 moves leftward, the actuator port 93 and the tank port 95 communicate with each other through a notch 107 formed in the spool 79, and the actuator port 94 and the supply port 92 communicate with each other through a notch 108.
[0043]
Therefore, the pressure oil is supplied from the supply port 92 to the actuator port 94. At this time, the load pressure of the actuator is guided to the load pressure line 98 through a flow path (not shown). Therefore, the load pressure of the actuator acts on the poppet 104 of the first pilot relief valve 72.
Therefore, when the load pressure acting on the poppet 104 exceeds the set pressure of the first pilot relief valve 72, the poppet 104 is separated from the seat portion 105, and the load pressure line 98 and the tank port 96 are communicated.
[0044]
When the load pressure line 98 communicates with the tank port 96 in this way, the pressure of the load pressure line 70 communicating with the load pressure line 98 is also maintained at the set pressure of the first pilot relief valve 72. When this set pressure is guided to the first pilot chamber 60a of the compensator valve 60, the maximum pressure acting on the tilt cylinder is regulated by the compensator valve 60. That is, the supply pressure supplied to the tilt cylinder is maintained by adding the pressure corresponding to the spring force of the spring 60c to the set pressure of the first pilot relief valve 72.
Therefore, the maximum pressure of the tilt cylinder can be individually set by the set pressure of the first pilot relief valve 72.
[0045]
The first pilot relief valve 72 is provided between the proportional electromagnetic pressure reducing valve 51 and the proportional electromagnetic pressure reducing valve 52. The reason for this is as follows. That is, the proportional electromagnetic pressure reducing valves 51 and 52 are attached as close to the pilot chambers 45 and 46 as possible in order to shorten the pilot passages 88 and 89. However, when the proportional electromagnetic pressure reducing valves 51 and 52 are attached in the vicinity of the pilot chambers 45 and 46, a large space is opened between them. This is because the pilot chambers 45 and 46 are located at both ends of the spool 79, and the attachment positions of the proportional electromagnetic pressure reducing valves 51 and 52 are opened by the entire length of the spool 79.
[0046]
Here, if the overall length of the spool 79 can be shortened, the space between the proportional electromagnetic pressure reducing valves 51 and 52 can be reduced to some extent. However, since the total length of the spool 79 is determined by the position of the port and the necessary control stroke, it cannot be made almost small. For this reason, a large dead space was created between the proportional electromagnetic pressure reducing valves 51 and 52.
Therefore, in the first embodiment, the first pilot relief valve 72 is incorporated in the dead space that has occurred between the proportional electromagnetic pressure reducing valves 51 and 52.
In this way, even when the first pilot relief valve 72 is assembled, the valve section b does not become particularly large. That is, the valve section b is prevented from being enlarged by effectively utilizing the portion that was a dead space of the valve section b.
[0047]
In the second embodiment shown in FIG. 3, the main relief valve 69 in the inlet section d of the first embodiment shown in FIG. 1 is deleted, and a third pilot relief valve 111 is provided in the valve section a instead. It is. That is, the discharge passage 110 is connected to the load pressure line 109 that connects the first shuttle valve 63 and the second shuttle valve 64, and the third pilot relief valve 111 is provided in the discharge passage 110.
The set pressure of the third pilot relief valve 111 is set to a value obtained by subtracting a pressure corresponding to the spring force of the spring 60 c of the compensator valve 60 from the set pressure of the main relief valve 69. By doing so, the pressure is set to be substantially the same as the set pressure of the main relief valve 69.
A fixed throttle 112 is provided on the upstream side of the third pilot relief valve 111.
[0048]
According to the second embodiment, when only the lift cylinder is operated and a high pressure higher than the allowable pressure is applied to the lift cylinder, the third pilot relief valve 111 is thereby opened. When the third pilot relief valve 111 is thus opened, the pressure guided to the pilot chamber 60 b of the compensator valve 60 is also maintained at the set pressure of the third pilot relief valve 111.
Accordingly, the pressure supplied from the pump P to the lift cylinder is maintained at a magnitude obtained by adding the pressure corresponding to the spring force of the spring 60c to the set pressure of the third pilot relief valve 111. That is, the maximum pressure acting on the lift cylinder is controlled by the third pilot relief valve 111.
[0049]
According to the second embodiment, the function of the main relief valve can be obtained by the third pilot relief valve 111 incorporated in the valve section a.
Therefore, the main relief valve of the inlet section d can be omitted, and the inlet section d can be reduced in size accordingly.
[0050]
【The invention's effect】
According to this invention, since the pilot relief valve is incorporated in the valve section, the maximum pressure acting on the actuator can be set for each actuator without increasing the size of the inlet section.
In addition, since the pilot relief valve is provided in the dead space generated between the pair of proportional electromagnetic pressure reducing valves, an increase in the size of the valve section can be prevented.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a circuit diagram of a first embodiment.
FIG. 2 is a cross-sectional view showing a specific structure of a valve section b of the first embodiment.
FIG. 3 is a circuit diagram of a second embodiment.
FIG. 4 is a circuit diagram of a conventional example.
FIG. 5 is a cross-sectional view showing a specific structure of a conventional valve section.
[Explanation of symbols]
P pump
ac Valve section
d Inlet section
40 Switching valve for lift
41 Switching valve for tilt
42 Switching valve for attachment
43-48 Pilot room
49-54 proportional electromagnetic pressure reducing valve
60 Compensator valve
64 Second shuttle valve constituting the high pressure selection mechanism of the present invention
65 Third shuttle valve constituting high pressure selection mechanism of this invention
72 First pilot relief valve
74 Second pilot relief valve
111 3rd pilot relief valve
77 Valve body
79 Spool
93, 94 Actuator port
95,96 Tank port
98 Load pressure line

Claims (1)

ポンプと、このポンプにパラレルに接続した複数の切換弁と、これら切換弁を組み込んだバルブセクションと、このバルブセクションの上流側に設けたインレットセクションと、このインレットセクションに組み込むとともに、ポンプからの余剰流量をタンクに排出するコンペンセータバルブと、上記切換弁に接続するとともに、アクチュエータの負荷圧をコンペンセータバルブに導く負荷圧ラインと、これら負荷圧ラインを接続するとともに、最も高い負荷圧を選択して上記コンペンセータバルブのパイロット室に導く高圧選択機構とを備えた油圧制御装置において、上記バルブセクションは、バルブボディと、このバルブボディに摺動自在に組み込んだスプールと、このスプールの両端を臨ませたパイロット室と、これらパイロット室に導くパイロット圧を制御する一対の比例電磁式減圧弁と、アクチュエータを接続するアクチュエータポートと、アクチュエータの負荷圧を導く負荷圧ラインと、タンクに連通するタンクポートと、上記負荷圧ラインとタンクポートとを接続する流路に設けたパイロットリリーフ弁とを備え、上記比例電磁式減圧弁は、その軸線を上記スプールの軸線に対して交差させるとともに、これら比例電磁式減圧弁の間に、パイロットリリーフ弁を設けたことを特徴とする油圧制御装置。A pump, a plurality of switching valves connected in parallel to the pump, a valve section incorporating the switching valves, an inlet section provided upstream of the valve section, and an extra section from the pump Connect the compensator valve that discharges the flow rate to the tank and the switching valve, connect the load pressure line of the actuator to the compensator valve, connect these load pressure lines, and select the highest load pressure In a hydraulic control device having a high pressure selection mechanism that leads to a pilot chamber of a compensator valve, the valve section includes a valve body, a spool that is slidably incorporated in the valve body, and a pilot that faces both ends of the spool. Rooms and these pilot rooms A pair of proportional electromagnetic pressure reducing valves for controlling the pilot pressure, an actuator port for connecting the actuator, a load pressure line for guiding the load pressure of the actuator, a tank port communicating with the tank, the load pressure line and the tank port, A pilot relief valve provided in a flow path connecting the pilot electromagnetic relief valve, the proportional electromagnetic pressure reducing valve intersects the axis of the spool and the pilot relief valve between the proportional electromagnetic pressure reducing valves. A hydraulic control device comprising:

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