JPH0326323Y2 - - Google Patents

Description

【考案の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 この考案は、油圧シリンダ等によつて水平に置
かれた慣性負荷を駆動するために使用する慣性負
荷駆動用方向流量制御装置に関する。

〔従来の技術〕

従来、この種の慣性負荷駆動用方向流量制御装
置としては、例えば第１１図に示すようなメータ
イン制御形の方向流量制御装置が用いられてい
た。

これは、負荷Ｗを往復駆動する油圧シリンダ１
の駆動方向及び駆動速度を方向流量制御弁２によ
つて制御し、その圧油供給ポートであるＰポート
と供給側負荷ポートとなるＡポート又はＢポート
との間の差圧を圧力補償弁３によつて一定に保つ
ようになつている。

さらに、この方向流量制御弁２のＡポート及び
Ｂポートと油圧シリンダ１のヘツド側油室１ａ及
びロツド側油室１ｂとの間にそれぞれシーケンス
弁４，５を介挿して、慣性負荷Ｗの減速時にブレ
ーキ圧力を発生させるようにしている。

なお、６は定吐出量ポンプであり、７はタンク
である。

〔考案の解決すべき問題点〕

しかしながら、このような従来の慣性負荷駆動
用方向流量制御装置にあつては、慣性負荷が大き
い場合には減速時の吸収エネルギーを大きくしな
ければならないので、シーケンス弁４，５の設定
圧力を高くしておく必要があつた。

ところが、このシーケンス弁の設定圧力は固定
なため、加速中及び低速駆動時には、このシーケ
ンス弁の設定圧力分だけエネルギーの無駄になる
という問題点があつた。

また、流量制御時には負荷である油圧シリンダ
１を駆動するメイン回路内で圧力補償弁３もシー
ケンス弁４又は５も共に作動中であるため、共振
的振動が発生しやすいという問題点もあつた。

〔問題点を解決するための手段〕

この考案はこのような問題を解決するため、上
述のようなメータイン制御形の慣性負荷駆動用方
向流量制御装置において、方向流量制御弁のスプ
ールの排出側負荷ポートとタンクポート間の流路
を開閉する部分に絞り面を形成し、小流量域では
上記排出側負荷ポートとタンクポート間の開度が
圧油供給ポートと供給側負荷ポート間の開度に比
して充分小さくなるようにすると共に、その圧油
供給ポートと供給側負荷ポート間の差圧を一定に
保つ圧力補償弁のベントポートを上記方向流量調
整弁内の油路を通して供給側負荷ポートに連通さ
せ、その圧力補償弁又は上記圧油供給ポートへの
圧油供給ラインとタンクライン間に別に設けた圧
力調整弁のベント室をパイロツトリリーフ弁及び
上記方向流量調整弁を介してタンクラインへ接続
可能に構成し、上記小流量域では方向流量調整弁
がパイロツトリリーフ弁接続ポートをタンクポー
トへ連通させ、大流量域では該パイロツトリリー
フ弁接続ポートをブロツクするようにした慣性負
荷駆動用方向流量制御装置を提供するものであ
る。

なお、上記絞り面の形成は、例えばスプールラ
ンドの端部全周を傾斜の小さいテーパ面に形成し
たテーパランドにしたり、スプールランドの端部
外周の一部に斜面による切り欠きやＶノツチを形
成することによつてなされる。

〔作用〕

方向流量制御弁の油圧シリンダからの戻り油路
側の開度が、小流量域では圧油供給油路側の開度
に比して充分小さくなるため、減速時に有効なブ
レーキ圧力が発生し、大流量域では開度が大きく
なつて背圧が小さくなり、無駄なエネルギーの消
費を防ぐ。

また、第１１図に示した従来例のシーケンス弁
４，５は不要になるので、負荷駆動用のメイン回
路内で複数の圧力制御弁が同時に作用するような
ことがないから、共振現象が発生することはな
い。

〔実施例〕

以下、この考案の実施例を図面に基いて説明す
る。

第１図はこの考案の第１実施例を示す油圧回路
図であり、第１１図と同じ部材には同一符号を付
してある。

この実施例においては、慣性負荷Ｗを往復駆動
する油圧シリンダ１のヘツド側油室１ａとロツド
側油室１ｂを、それぞれシーケンス弁を介するこ
となく方向流量制御弁１０のＡポート及びＢポー
トに直接接続している。

そして、方向流量制御弁１０のＰポートを定吐
出量ポンプ６に、Ｔポートをタンク７にそれぞれ
接続すると共に、この方向流量制御弁１０には、
ＬポートとＶポート（パイロツトリリーフ弁接続
ポート）が設けられており、圧力補償弁３のベン
ト室をそのＬポートに直接接続すると共に、パイ
ロツトリリーフ弁２０を介してＶポートにも接続
している。

図は中立状態を示しており、圧力補償弁３はパ
イロツトリリーフ弁２０の設定圧力でリリーフ弁
として働いている。

この方向流量制御弁１０は、中立位置から図示
のように４つの代表的な位置に切り換えられる。
すなわち、油圧シリンダ１によつて負荷Ｗを押す
（往動する）ための位置RH，RSと、同じく負荷
Ｗを引く（復動する）ための位置LH，LSがあ
り、RHとLHは高速流量制御位置（大流量域）
で、RSとLSは低速流量制御位置（小流量域）で
ある。

第１Ａ図はこの方向流量調整弁１０が位置LS
に、第１Ｂ図は位置LHにそれぞれ切り換わつた
状態を示す。

第２図〜第４図は、この方向流量制御弁１０の
具体的構造を示す図であり、ボデイ１１内にスプ
ール１２が図示しないソレノイドによつて摺動可
能に収納されている。そして、このスプール１２
のＡポートとＴポート及びＢポートとＴポート間
の流路をそれぞれ開閉する部分に傾斜の極めて小
さいテーパ面を有するテーパランド１２ａ，１２
ｂを設けて絞り面を形成している。

第２図は第１図と同じ中立状態にあり、Ｐポー
トとＡポート、Ｂポートはブロツクされ、Ｖポー
トはスプール１２に形成された長手方向の溝１２
ｃ，１２ｄを介してＴポートへ連通している。し
たがつて、パイロツトリリーフ弁２０の出口がタ
ンクラインへ接続されている。

第３図は第１図の切換位置LSに相当する低速
流量制御状態を示し、スプール１２が第２図の位
置から少し左方へ移動し、第１Ａ図に示す状態に
なつている。

この状態では、ＰポートとＢポート間及びＡポ
ートとＴポート間が開いて、ポンプ６からの圧油
が油圧シリンダ１に供給され、その戻り油がタン
ク７へ排出されて、油圧シリンダ１が負荷Ｗを左
方へ引いて低速で駆動する。この時、Ａポートと
Ｔポート間はスプール１２のテーパランド１２ａ
によつてかなり絞られており、減速時のブレーキ
圧力が得られる。

また、圧力補償弁３のベント室はＬポートから
ボデイ１１に形成された油路１１ａ及びスプール
１２に形成された油路１２ｅを介してＢポートに
連通しており、この圧力補償弁３がＰポートとＢ
ポート間で圧力補償しようとしている。

しかし、この圧力補償弁３のベント室がパイロ
ツトリリーフ弁２０及び方向流量制御弁１０のＶ
ポートとＴポート間の長溝１２ｄを通してタンク
７に連通しているため、この区間では圧力補償弁
３は単なる低設定圧リリーフ弁として作動し、供
給圧力はこのパイロツトリリーフ弁２０によつて
設定される圧力より圧力補償弁３のクラツキング
圧力（スプリング力によつて設定されている）だ
け高くなる。このパイロツトリリーフ弁２０の設
定圧力は、負荷Ｗを低速で駆動できればよいの
で、比較的低圧に設定される。すなわち省エネル
ギ駆動といえる。

この低速駆動時の具体的な動作例を第１Ａ図に
よつて説明する。なお、第１Ａ図中に記載してい
るｋを付した数値（20k，10k等）は各部の圧力
であり、その単位Kgｆ／cm²を「ｋ」と略記してい
る。

低速駆動時の所要圧力（ポンプ圧力）を20Kg
ｆ／cm²とし、それによつて負荷Ｗを所定低速で移
動させるのに必要なポートＡ−Ｂ間の差圧10Kg
ｆ／cm²が得られる場合の例を説明する。

今、シリンダ１の面積比を１：１と仮定し、ポ
ートＰ−Ｂ間の開度（面積）はポートＡ−Ｔ間の
開度（面積）より充分大きいので、これを３：１
と仮定すると、両絞りを通過する流量は等しいの
で、 流量＝係数×面積×√ よりポートＡ
−Ｔ間の差圧をΔPAT、ポートＰ−Ｂ間の差圧
をΔPPBとすると、 １×√＝３×√ ∴ΔPPB／ΔPAT＝１／９ となる。

すなわち、方向流量調整弁１０内での （20−10）Kgｆ／cm²＝10Kgｆ／cm² の圧力降下
は、Ａ−Ｔ間差圧９Kgｆ／cm²とＰ−Ｂ間差圧１Kg
ｆ／cm²に分配される。

ところで、この場合Ｐポートの圧力は圧力補償
弁３のクラツキング圧力とパイロツトリリーフ弁
２０の設定圧力によつて設定されるので、圧力補
償弁３のスプリングによるクラツキング圧力を３
Kgｆ／cm²にすると、パイロツトリリーフ弁２０の
設定圧力を17Kgｆ／cm²にすれば、Ｐポートに供給
される油圧は20Kgｆ／cm²となる。

それによつて、方向流量調整弁１０のＢポート
は19Kgｆ／cm²、Ａポートは９Kgｆ／cm²になるか
ら、ポートＡ−Ｂ間には負荷Ｗを所定低速で移動
させるのに必要な差圧10Kgｆ／cm²が得られる。

なお、ポートＢ−Ｌ間に19−17＝２Kgｆ／cm²の
圧力差が生じているが、これは第３図に示すボデ
イ１１内の比較的細い油路１１ａを通してＢポー
トからＬポートへ流れが生じ、そこで圧力降下が
生じているためである。

第４図は第１図の切換位置LHに相当する高速
流量制御状態であり、油圧回路図で示すと第１Ｂ
図に示す状態になつている。なお、これらの図
中、ポートＬ−Ｂ間の矢印は、油の流れを示すも
のではなく、単なる連通状態を示している。

この状態では、方向流量制御弁１０のスプール
１２が第３図の位置よりさらに左行してポートＰ
→Ｂ間を大きく開いて供給油量を多くすると共
に、ポートＡ→Ｔ間も大きく開き、油圧シリンダ
１のヘツド側油室１ａ（第１図参照）の背圧を最
小にして、油圧シリンダ１が負荷Ｗを左方へ高速
で駆動する。すなわち、省エネルギ駆動状態にあ
る。

この時、圧力補償弁３のベント室は、方向流量
制御弁１０のＬポートからボデイ１１の油路１１
ａ及びスプール１２の油路１２ｅを通してＢポー
トに連通されており、パイロツトリリーフ弁２０
の出口側が接続されているＶポートは、長溝１２
ｃ，１２ｄがいずれも閉鎖されているためブロツ
クになつている。したがつて、ポートＢ−Ｌ間に
流れが生じることはなく、圧力補償弁３はポート
Ｐ→Ｂ間の圧力降下すなわち差圧を一定にするよ
うに作用し、メータイン制御を行なう。

この高速駆動時の具体的な動作例を第１Ｂ図に
よつて説明する。なお、第１Ａ図中に記載してい
るｋを付した数値（20k，10k等）も各部の圧力
であり、その単位Kgｆ／cm²を「ｋ」と略記してい
る。

高速駆動時の所要圧力（ポンプ圧力）を40Kg
ｆ／cm²とし、それによつて負荷Ｗを所定高速で移
動させるのに必要なポートＡ−Ｂ間の差圧37Kg
ｆ／cm²を得るとすると、ポートＡ−Ｔ間の背圧は
略０であるから、Ｂポートが37Kgｆ／cm²になるよ
うに、圧力補償弁３がポートＰ−Ｂの差圧を常に
３Kgｆ／cm²に保つように作動する。

この時、ポートＶはブロツクされているので、
パイロツトリリーフ弁２０は作動しない。

第１図の切換位置RS，RHにおいても、油圧
シリンダ１の駆動方向が反対（負荷Ｗを押す方
向）になるだけで、その作用は上述した切換位置
LS及びLHの場合と同様であるのでその説明は省
略する。

次に、この実施例の効果をさらに明らかにする
ために、油圧シリンダのスタートから停止までの
動作速度線図及びそれに対応するポンプ圧力とブ
レーキ圧力の変化を第５図に示し、第１１図に示
した従来例において、同様な速度変化でシリンダ
を駆動した場合のポンプ圧とブレーキ圧力の変化
を示す第６図と比較して説明する。

なお、所要減速度を得るための所要ブレーキ圧
力を70Kgｆ／cm²、所要加速度を得るための所要加
速圧力も70Kgｆ／cm²、高速（定速）駆動時の所要
圧力を40Kgｆ／cm²、低速（定速）駆動時の所要圧
力を20Kgｆ／cm²、他の弁内圧力降下は無視すると
仮定して説明する。

従来例では、第６図ロに示すように、シーケン
ス弁４，５によつて設定したブレーキ圧力70Kg
ｆ／cm²が常に作用している。また、圧力補償弁３
は図示しないパイロツトリリーフ弁を内蔵してお
り、最高140Kgｆ／cm²に設定してある。

以下、第５図イの動作速度線図の各動作区間ご
とに同図ロ，ハに示すこの考案の実施例（「甲」
と略記する）の場合と、第６図イ，ロに示す従来
例（「乙」と略記する）の場合を比較する。

（） 低速スタート区間 乙では、ブレーキ圧力70Kgｆ／cm²に低速駆動時
の所要圧力20Kgｆ／cm²を加えた90Kgｆ／cm²のポン
プ圧力を要するのに対し、甲では、低速駆動時の
所要圧力20Kgｆ／cm²だけである。

（） 加速区間 乙では、ブレーキ圧力70Kgｆ／cm²に加速圧力70
Kgｆ／cm²を加えた140Kgｆ／cm²のポンプ圧力が必
要になるが、甲では、最初は同じ位大きいが、途
中から方向流量制御弁１０のポートＡ→Ｔ（又は
Ｂ→Ｔ）間が大きく開くので、次第に低下して70
Kgｆ／cm²に落つく。

（） 高速区間 甲では、背圧を無視するとポンプ圧力は40Kg
ｆ／cm²となり、乙では、シーケンス弁４又は５の
圧力降下70Kgｆ／cm²が加わるので、110Kgｆ／cm²
となる。

（） ブレーキ動作区間 乙では、シーケンス弁４又は５の70Kgｆ／cm²が
作用し、ポンプ圧力は最小となる。甲でも、ポー
トＡ→Ｔ（又はＢ→Ｔ）間で絞り作用が働らき、
ポンプ圧力はやはり最小になる。

（） 低速区間 甲では、ポンプ圧力がパイロツトリリーフ弁２
０によつて設定された20Kgｆ／cm²となる。乙で
は、シーケンス弁４又は５の分が加わつて90Kg
ｆ／cm²となる。

第６図イの一点鎖線は第５図ロの特性曲線を重
ねて示したもので、斜線を施した面積分がエネル
ギの節約分になる。

第７図は、この考案の第２実施例を示す油圧回
路図であり、方向流量制御弁１０′が図示の中立
状態でＶポートをブロツクする点のみが第１図の
第１実施例と異なつている。

このようにすると、中立状態で圧力補償弁３に
よる最高設定圧力が得られるので、ポンプ６から
方向流量制御弁１０′のＰポートへの圧油供給ラ
イン30に分岐ライン３１を設けて、他の油圧装置
３２へ圧油を供給することができる。

第８図は、この考案の第３実施例を示す油圧回
路図であり、第１図の圧力補償弁３を減圧形の圧
力補償弁４０に置き換えて、一定油圧源（アキユ
ムレータ等）４１からの圧油供給ライン４２に介
挿したものである。

このようにしても、第１実施例と同様な作用効
果が得られ、さらに、一定油圧源４１として一定
圧設定の可変吐出量ポンプを使用すれば、必要流
量のみを吐出するので省エネルギ効果が一層向上
する。

第９図は、この考案の第４実施例を示す第２図
と同様な図である。

この実施例では、方向流量制御弁１０″のボデ
イ１１に油路１１ａ，１１ｂを形成すると共に、
スプール１２に環状溝１２ｆを形成し、図示の中
立状態でＬポートを油路１１ａ，１１ｂと環状溝
１２ｆを通してＴポートに連通させ、中立時に圧
力補償弁３をアンドロードするようにしたもので
ある。

第１０図は、この考案の第５実施例を示す油圧
回路図であり、圧力補償弁３と圧力調整弁５０と
を別個に設けている。この例では、圧力調整弁５
０としてはコーンシート形の一般のバランスピス
トン形のリリーフ弁を使用でき、圧力補償弁３と
しては圧力補償用に最適なスプール形の弁を使用
することができる。

なお、各実施例の油圧回路図において、方向流
量制御弁の駆動を電磁比例ソレノイドで行なう方
式で図示したが、これを手動で行な方式にしても
よいことは勿論である。

〔考案の効果〕

この考案による慣性負荷駆動用方向流量制御装
置は、ポートＡ→Ｔ（又はＢ→Ｔ）間の開口量を
小流量域ではポートＰ→Ｂ（又はＰ→Ａ）間の開
口量に比して充分小さくして絞り作用によるメー
タアウト制御を行なつて、減速のためのブレーキ
圧力を発生させ、大流量域ではポートＰ→Ｂ（又
はＰ→Ａ）間と同等に開度を大きくしてシリンダ
背圧を充分低くすることができるので、従来のシ
ーケンス弁が不要になるばかりか、無駄なエネル
ギ消量をなくして省エネルギ効果が得られる。

また、ポートＰ→Ｂ間（又はＰ→Ａ間）の差圧
を一定に保つための圧力補償弁を、小流量域では
低設定圧リリーフ弁として作動させ、その時の流
量制御は前述のように絞り作用によるメータアウ
ト制御によつて行なうようにしたので、慣性負荷
駆動用のメイン回路内で複数の圧力制御弁が同時
に働くことはないから、共振現象が発生しない。

【図面の簡単な説明】

第１図はこの考案の第１実施例を示す油圧回路
図、第１Ａ図は同じくその方向流量調整弁が負荷
を低速で引くための位置（LS）に切り換わつた
状態を示す油圧回路図、第１Ｂ図は同じくその方
向流量調整弁が負荷を高速で引くための位置
（HS）に切り換わつた状態を示す油圧回路図、第
２図乃至第４図は同じくその方向流量制御弁の具
体的構造例の縦断面と共に示す油圧回路図で、第
２図は中立位置、第３図は小流量制御位置、第４
図は大流量制御位置をそれぞれ示す。第５図は第
１図乃至第４図に示した実施例による油圧シリン
ダのスタートから停止までの速度線図とそれに対
応するポンプ圧力とブレーキ圧力の変化を示す線
図である。第６図は第１図に示す従来例による第
５図と同様なシリンダ駆動条件におけるポンプ圧
力とブレーキ圧力の変化を示す線図である。第７
図はこの考案の第２実施例を示す油圧回路図、第
８図はこの考案の第３実施例を示す油圧回路図、
第９図はこの考案の第４実施例を示す第２図と同
様な縦断面と共に示す油圧回路図、第１０図はこ
の考案の第５実施例を示す油圧回路図である。第
１１図は従来の慣性負荷駆動用方向流量制御装置
の例を示す油圧回路図である。 １……油圧シリンダ、３……圧力補償弁、６…
…定吐出力量ポンプ、１０，１０′，１０″……方
向流量制御弁、１１……ボデイ、１２……スプー
ル、１２ａ，１２ｂ……テーパランド、２０……
パイロツトリリーフ弁、４０……減圧形圧力補償
弁、４１……一定油圧源、５０……圧力調整弁、
Ｗ……慣性負荷。

Claims (1)

1. 【実用新案登録請求の範囲】 圧力補償弁と方向流量調整弁とを有し、その方
   向流量調整弁の圧油供給ポートと供給側負荷ポー
   ト間を前記圧力補償弁によつて一定差圧に保つよ
   うにしたメータイン制御形の慣性負荷駆動用方向
   流量制御装置において、 前記方向流量調整弁のスプールの排出側負荷ポ
   ートとタンクポート間の流路を開閉する部分に絞
   り面を形成し、小流量域では前記排出側負荷ポー
   トとタンクポート間の開度が前記圧油供給ポート
   と供給側負荷ポート間の開度に比して充分小さく
   なるようにすると共に、前記圧力補償弁のベント
   ポートを前記方向流量調整弁内の油路を通して前
   記供給側負荷ポートに連通させ、該圧力補償弁又
   は前記圧油供給ポートへの圧油供給ラインとタン
   クライン間に別に設けた圧力調整弁のベント室を
   パイロツトリリーフ弁及び前記方向流量調整弁を
   介してタンクラインへ接続可能に構成し、前記小
   流量域では前記方向流量調整弁が前記パイロツト
   リリーフ弁接続ポートをタンクポートへ連通さ
   せ、大流量域では該パイロツトリリーフ弁接続ポ
   ートをブロツクするようにしたことを特徴とする
   慣性負荷駆動用方向流量制御装置。