WO2022209968A1 - 流体回路 - Google Patents

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孔治 佐藤
祐太 岡本
智記 関
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Definitions

  • the present invention relates to a fluid circuit including a pressure booster for boosting the pressure of working fluid.
  • fluid circuits that drive actuators using working fluid such as hydraulic oil delivered from a fluid supply device such as a pump.
  • a fluid circuit includes a pressure booster capable of delivering pressurized working fluid, and the hydraulic fluid of the pressure booster operates an actuator or accumulates pressure in an accumulator.
  • the fluid circuit shown in Patent Document 1 is mainly composed of a pump, a tank, a pressure booster, and an accumulator.
  • the pressure booster includes a cylinder, a piston, and biasing means.
  • the cylinder has a T-shaped hollow structure when viewed from the front.
  • the piston is T-shaped when viewed from the front, and is provided in the cylinder so as to be able to reciprocate in the axial direction.
  • the biasing means biases the piston to one side in the axial direction.
  • the space inside the cylinder is divided into a back pressure chamber and a pressure boost chamber by the piston.
  • the pressure receiving area of the end face of the piston facing the back pressure chamber is larger than the pressure receiving area of the end face of the piston facing the pressure increasing chamber.
  • a channel communicating with the pump and a channel communicating with the tank are connected to the back pressure chamber. By switching the switching valve, the flow path communicating with the back pressure chamber is switched.
  • a channel communicating with the tank side and a channel communicating with the accumulator side are connected to the pressure increasing chamber.
  • the piston moves to the other side in the axial direction by sending the working fluid from the pump to the back pressure chamber while the working fluid is stored in the pressure increasing chamber.
  • the pressure booster compresses the working fluid in the pressure boosting chamber and delivers the pressurized working fluid to the accumulator side.
  • the pressure in the back pressure chamber gradually decreases.
  • the present invention has been made with a focus on such problems, and an object of the present invention is to provide a fluid circuit capable of continuously driving an amplifying device with a simple configuration.
  • the fluid circuit of the present invention includes: A fluid supply device for delivering a working fluid, a tank for storing the working fluid, a pressure increasing device for increasing the pressure of the working fluid, and an accumulator for accumulating the pressure of the working fluid increased by the pressure increasing device,
  • the pressure increasing device includes a cylinder, a piston provided in the cylinder so as to be able to reciprocate in the axial direction, and biasing means for biasing the piston toward one side in the axial direction,
  • the space in the cylinder is divided by the piston into a back pressure chamber that can communicate with the fluid supply device side and the tank side, and a pressure boosting chamber that can communicate with the accumulator side,
  • a fluid circuit that presses the piston to the other side in the axial direction by causing the working fluid to flow into the back pressure chamber from the fluid supply device, and sends the working fluid pressure-increased in the pressure-increasing chamber to the accumulator side.
  • a first switching valve that switches between a flow path that communicates the back pressure chamber and the fluid supply device side and a first flow path that communicates the back pressure chamber and the tank side according to a change in the fluid pressure to be loaded. and a second switching valve for switching the flow path for applying fluid pressure to the first switching valve when the piston reaches the starting position on one side in the axial direction or when the piston reaches the terminal position on the other side in the axial direction.
  • the biasing force of the biasing means at this time is greater than the sum of the channel resistance acting on the first channel and the channel resistance acting on the second channel.
  • the first switching valve and the second switching valve use the fluid pressure to determine whether the working fluid is sent from the fluid supply device into the back pressure chamber or discharged from the back pressure chamber to the tank. can be switched. That is, the fluid circuit can continuously drive the pressure booster using the fluid pressure.
  • the biasing means has just enough biasing force to move the piston to the start and end positions. Therefore, the biasing means can reliably reciprocate the piston between the starting end position and the terminal end position, and can reliably switch between the first switching valve and the second switching valve.
  • the piston may have the second flow path. According to this, the extension of the second flow path can be shortened. As a result, the channel resistance force acting on the second channel can be reduced, and the urging force required for the urging means can be reduced.
  • a check valve having a biasing portion that biases in the closing direction may be arranged in the second flow path. Accordingly, when moving the piston from the start position to the end position, there is no fear that the working fluid in the pressure increasing chamber will flow back into the back pressure chamber. Therefore, the pressure increasing efficiency of the pressure increasing device is good.
  • the area ratio between the effective cross-sectional area of the first flow path and the effective cross-sectional area of the second flow path is larger than the area ratio between the effective pressure receiving area of the back pressure chamber and the effective pressure receiving area of the pressure increasing chamber. good too. According to this, it is possible to reduce the resistance when the working fluid passes through the second flow path while stably supplying the working fluid to the back pressure chamber and the pressure increasing chamber. Thereby, the load acting on the biasing means can be reduced.
  • FIG. 1 is a schematic diagram showing a fluid circuit including a pressure intensifying device of Example 1 according to the present invention
  • FIG. 1 is a schematic diagram for explaining a working fluid pressure increasing cycle by a pressure increasing device of Example 1 according to the present invention
  • FIG. FIG. 4 is a schematic diagram for explaining changes in the urging means and the second switching valve of the pressure booster of the first embodiment according to the present invention
  • 1 is a schematic diagram showing an enlarged main part of a pressure intensifying device according to a first embodiment of the present invention
  • FIG. FIG. 5 is a schematic diagram showing a fluid circuit including a pressure booster of Example 2 according to the present invention
  • a mode for implementing a fluid circuit according to the present invention will be described below based on an embodiment.
  • FIG. 1 A fluid circuit according to Embodiment 1 will be described with reference to FIGS. 1 to 4.
  • FIG. 1 A fluid circuit according to Embodiment 1 will be described with reference to FIGS. 1 to 4.
  • the fluid circuit is applicable to hydraulic systems such as actuators, brakes, steering, transmissions, etc. in passenger cars and work vehicles such as trucks, hydraulic excavators, forklifts, cranes, and garbage trucks. be.
  • the hydraulic circuit shown in FIG. 1 is an example of the fluid circuit of the present invention, and is not limited to the configuration of FIG.
  • the fluid circuit of this embodiment is generally configured to move the workpiece W by operating the cylinder 5 as an actuator using hydraulic pressure.
  • the fluid circuit includes a main circuit hydraulic pump 2, a switching valve 3, a hydraulic remote control valve 4, a cylinder 5, a pilot circuit hydraulic pump 6 as a fluid supply device, an electromagnetic switching valve 7, and a first switching valve. 8, an adjustable slow return valve 9, a pressure booster 10, accumulators 11 and 12, electromagnetic proportional switching valves 13 and 14, a controller C, and each oil passage.
  • the hydraulic pump 2 (hereinafter sometimes simply referred to as the hydraulic pump 2) will be described.
  • the hydraulic pump 2 and the pilot circuit hydraulic pump 6 are connected to a drive mechanism 1 such as a vehicle engine.
  • the hydraulic pump 2 and the pilot circuit hydraulic pump 6 that are driven by the power from the drive mechanism 1 send pressure oil to the oil passages 20 and 60 .
  • the pressurized oil sent from the hydraulic pump 2 flows into the switching valve 3 through the oil passage 21 branched from the oil passage 20 .
  • the switching valve 3 is a 6-port, 3-position open center type switching valve.
  • the switching valve 3 connects the oil passage 21 to the tank side oil passage 30 and the tank T in its neutral position. Therefore, the entire amount of pressure oil delivered from the hydraulic pump 2 is discharged to the tank T. As shown in FIG.
  • the switching valve 3 connects the oil passage 22 to the head-side oil passage 50 (hereinafter simply referred to as the head-side oil passage 50) in the cylinder 5 at the extended position 3E.
  • the switching valve 3 connects the rod-side oil passage 51 (hereinafter simply referred to as the rod-side oil passage 51) in the cylinder 5 to the tank-side oil passage 31 and the tank T.
  • the oil passage 22 is branch-connected to the oil passage 20 and has a check valve.
  • the switching valve 3 connects the oil passage 22 to the rod-side oil passage 51 at the retracted position 3S. At the same time, the switching valve 3 connects the head-side oil passage 50 to the tank-side oil passage 31 and the tank T.
  • pressure oil delivered from the pilot circuit hydraulic pump 6 is supplied to the hydraulic remote control valve 4 through the oil passage 60 .
  • the pressure oil supplied to the hydraulic remote control valve 4 is not limited to the pressure oil sent from the pilot hydraulic pump, and may be the working fluid sent from the hydraulic pump 2 and the cylinder 5, and may be changed as appropriate. good too.
  • the hydraulic remote control valve 4 is a variable pressure reducing valve.
  • the hydraulic remote control valve 4 reduces pressure oil at the primary pilot pressure to a secondary pilot pressure corresponding to the amount of operation of the operating lever 4-1.
  • the pressurized oil of the pilot primary pressure referred to here is the pressurized oil delivered from the pilot circuit hydraulic pump 6 .
  • the pressure oil of the pilot secondary pressure passes through the pilot signal oil passages 40, 41 and acts on the signal ports 3-1, 3-2 of the switching valve 3.
  • the operation of the cylinder 5 according to the operation of the hydraulic remote control valve 4 will be explained.
  • the switching valve 3 is switched to the extension position 3E.
  • the pressure oil delivered from the hydraulic pump 2 flows into the head chamber 5-1 of the cylinder 5 through the head-side oil passage 50 connected to the oil passages 20 and 22.
  • the pressure oil flowing out from the rod chamber 5-2 is discharged to the tank T through the tank side oil passage 31 connected to the rod side oil passage 51.
  • the electric signal from the pressure sensor 42 installed on the pilot signal oil passage 40 is input to the controller C.
  • the switching valve 3 is switched to the contraction position 3S. Hydraulic oil delivered from the hydraulic pump 2 flows into the rod chamber 5-2 of the cylinder 5 through the rod-side oil passage 51 connected to the oil passages 20 and 22. As shown in FIG. At the same time, the pressure oil flowing out of the head chamber 5-1 is discharged to the tank T through the tank-side oil passage 31 connected to the head-side oil passage 50. At this time, the electric signal output from the pressure sensor 43 installed on the pilot signal oil passage 41 is input to the controller C.
  • a relief oil passage 23 having a relief valve is branched and connected to the oil passage 20 .
  • the relief valve is opened.
  • the pressure oil is discharged from the relief oil passage 23 to the tank T.
  • the oil passage 60, the hydraulic remote control valve 4, the pilot signal oil passages 40 and 41, and the relief oil passage 62 are included in the configuration of the pilot circuit.
  • An oil passage 61 branched from the oil passage 60 is provided with an electromagnetic switching valve 7 .
  • the electromagnetic switching valve 7 blocks the oil passages 61 and 70 .
  • the electromagnetic switching valve 7 connects the oil passage 70 to the oil passage 71 connected to the tank T.
  • the electrical signal output from the controller C by turning the switch 15 to the ON state is input to the electromagnetic switching valve 7 through the electrical signal line 72 .
  • the electromagnetic switching valve 7 connects the oil passages 61 and 70 .
  • the electromagnetic switching valve 7 blocks the oil passages 70 and 71 (see FIG. 2).
  • a first switching valve 8 is provided in the oil passage 70 .
  • the first switching valve 8 is a switching valve that switches the oil passage to be connected according to the pressure acting on the port 8-1.
  • the first switching valve 8 connects the oil passages 70 and 80 when the pressure acting on the port 8-1 is less than the predetermined value.
  • the first switching valve 8 blocks the oil passages 80 and 81 .
  • the oil passage 81 is connected to the tank T.
  • the first switching valve 8 shuts off the oil passage 70 and the oil passage 80. At the same time, the first switching valve 8 connects the oil passages 80 and 81 (see FIGS. 2(c) and 2(d)).
  • a pressure booster 10 is connected to the oil passage 80 .
  • the pressure increasing device 10 further increases the pressure of the pressurized oil delivered from the pilot circuit hydraulic pump 6 and delivers it to an oil passage 100 having a check valve.
  • the configuration of the pressure booster 10 will be described later.
  • Oil passages 101 and 102 are branched and connected to the oil passage 100 .
  • the oil passage 101 has two check valves.
  • the oil passage 102 has two check valves separate from the oil passage 101 .
  • An accumulator 11 and a pressure sensor 103 are connected between the two check valves in the oil passage 101 .
  • a pressure sensor 103 detects the pressure of the accumulator 11 .
  • An electromagnetic proportional switching valve 13 is connected downstream of the two check valves in the oil passage 101 .
  • An accumulator 12 and a pressure sensor 104 are connected between the two check valves in the oil passage 102 .
  • a pressure sensor 104 senses the pressure in the accumulator 12 .
  • An electromagnetic proportional switching valve 14 is connected downstream of the two check valves in the oil passage 102 .
  • the electromagnetic proportional switching valves 13 and 14 are of the normally closed type, and are connected to the controller C via electric signal lines.
  • the controller C controls the electromagnetic proportional switching valves 13 and 14 to be closed or open based on the electrical signals input from the pressure sensors 42, 43, 103 and 104.
  • the electromagnetic proportional switching valve 13 will be described below as an example.
  • the electromagnetic proportional switching valve 13 When the pressure in the accumulator 11 drops, the electromagnetic proportional switching valve 13 is closed by receiving an electric signal from the controller C. As a result, the accumulator 11 can accumulate the pressurized oil delivered from the pressure increasing device 10 in an increased pressure state.
  • the electromagnetic proportional switching valve 13 receives an electric signal from the controller C when the pressure in the accumulator 11 increases. Electromagnetic proportional switching valve 13 connects oil passages 101 and 105 at an opening degree corresponding to the input signal. As a result, the accumulated pressure oil delivered from the accumulator 11 is regenerated to the head chamber 5-1 of the cylinder 5 through the oil passage 107 having the check valve and the head-side oil passage 50.
  • FIG. 1 illustrates the electromagnetic proportional switching valve 13
  • the fluid circuit accumulates pressure in one of the accumulators 11 and 12 .
  • the fluid circuit can cause the main circuit to regenerate the pressurized oil in an increased pressure state accumulated in the other fluid circuit.
  • a relief oil passage 108 having a relief valve is branched from the oil passage 100 .
  • Surplus oil is discharged to tank T through relief oil passage 108 .
  • the pressure booster 10 will be explained.
  • the spring 140 side of the pressure increasing device 10 will be described as the other axial side (that is, the lower side in the drawing), and the opposite side will be described as the one axial side (that is, the upper side in the drawing).
  • the pressure booster 10 is mainly composed of a case 110 as a cylinder, a piston 120, a second switching valve 130, and a spring 140 as biasing means.
  • Piston 120 is provided axially movably within case 110 .
  • a spring 140 biases the piston 120 in one axial direction.
  • the second switching valve 130 is enlarged to show the switching of the oil passages. 3 and 4 are diagrammatically illustrated based on the symbols used in FIGS. 1 and 2.
  • the case 110 is formed in a substantially T-shaped stepped cylindrical shape when viewed from the front, and has a large-diameter cylindrical portion 111 and a small-diameter cylindrical portion 112 .
  • An oil passage 80 is connected to the upper portion of the large-diameter cylindrical portion 111 .
  • An oil passage 100 is connected to the lower end portion of the large-diameter cylindrical portion 111 on the outer diameter side of the small-diameter cylindrical portion 112 .
  • An oil passage 113 connected to the tank T is connected to the peripheral wall of the small-diameter cylindrical portion 112 .
  • the piston 120 is formed in a T-shaped stepped columnar shape when viewed from the front, and has a large diameter portion 121 and a small diameter portion 122 .
  • the large-diameter portion 121 is formed such that its outer peripheral surface can slide along the inner peripheral surface of the large-diameter cylindrical portion 111 of the case 110 .
  • the small-diameter portion 122 is formed such that its outer peripheral surface can slide along the inner peripheral surface of the small-diameter cylindrical portion 112 of the case 110 .
  • a back pressure chamber side second oil passage 123 , a check valve 124 , and a pressure increasing chamber side second oil passage 125 are formed in the large diameter portion 121 .
  • the back-pressure-chamber-side second oil passage 123 communicates with the back-pressure chamber 10-1, extends axially downward, and extends substantially orthogonally in the outer diameter direction.
  • the check valve 124 is disposed between the back pressure chamber side second oil passage 123 and the pressure increasing chamber side second oil passage 125 .
  • the pressure-increasing chamber-side second oil passage 125 extends radially outward from the check valve 124, extends axially downward, and communicates with the pressure-increasing chamber 10-2.
  • the case 110 has a large-diameter cylindrical portion 111 with a space defined by the large-diameter portion 121 of the piston 120 into a back pressure chamber 10-1 and a pressure-increasing chamber 10-2.
  • An oil passage 80 communicates with the back pressure chamber 10-1.
  • An oil passage 100 communicates with the pressure increasing chamber 10-2.
  • a spacer that restricts the movement of the piston 120 is fixedly arranged at the upper end in the axial direction inside the back pressure chamber 10-1.
  • the case 110 when the piston 120 is housed, the case 110 has a drain chamber 10-3 defined by the small-diameter cylindrical portion 112 of the case 110 and the small-diameter portion 122 of the piston 120. As shown in FIG. An oil passage 113 communicates with the drain chamber 10-3.
  • the piston 120 is configured to be able to reciprocate between a start position and an end position.
  • the start position is a position where the upper end of the large-diameter portion 121 abuts on the spacer in the back pressure chamber 10-1 on the upper side in the axial direction and movement in the same direction is restricted.
  • the end position is a position where the lower end of the large-diameter portion 121 abuts against the lower surface inside the pressure-increasing chamber 10-2 on the lower side in the axial direction, and movement in the same direction is restricted.
  • a rod of the second switching valve 130 penetrates the bottom of the small-diameter cylindrical portion 112 of the case 110 .
  • a force applied to the second switching valve 130 from pressure on the upper end surface 121 a of the large diameter portion 121 of the piston 120 acts on the second switching valve 130 .
  • the biasing force of the spring 140 acts on the second switching valve 130 .
  • the rod of the second switching valve 130 is kept in a state in which its upper end surface is in contact with the lower end surface of the small diameter portion 122 of the piston 120 .
  • the upper end surface 121a is the rear surface of the large diameter portion 121 in this embodiment.
  • the second switching valve 130 opens the drain oil passage 131 and the pilot oil passage 132. Connecting. At the same time, the second switching valve 130 blocks the pilot oil passages 132 and 133 .
  • the drain oil passage 131 is connected to the tank T. Pilot oil passage 132 is connected to port 8 - 1 of first switching valve 8 .
  • the pilot oil passage 133 is branched and connected to the oil passage 70 .
  • the second switching valve 130 connects the pilot oil passages 132 and 133 when the piston 120 has reached the end position, that is, when movement in the same direction is restricted on the lower side in the axial direction. At the same time, the second switching valve 130 blocks the drain oil passage 131 and the pilot oil passage 132 (see FIGS. 2(b) and 2(c)).
  • the spring 140 is a spring member made of an elastic material having a constant spring constant k that can expand and contract in the axial direction, and is formed to have a natural length L0 (see FIG. 3A).
  • the spring 140 is fixedly installed at its proximal end (lower end in the drawing).
  • a free end portion (upper end portion in the figure) of the spring 140 always contacts the lower end surface of the second switching valve 130 in a compressed state.
  • the spring 140 always urges the piston 120 upward in the axial direction via the second switching valve 130 by the urging forces F S1 , F SX and F S2 generated according to the compressed positions.
  • an adjustable slow return valve 9 is composed of a variable throttle portion 90, a pilot oil passage 91, and a check valve 92.
  • the pilot oil passage 91 is connected to the pilot oil passage 132 across the variable throttle portion 90 .
  • the check valve 92 is provided in the middle of the pilot oil passage 91 .
  • FIG. 1 the pressure increasing cycle by the pressure increasing device 10 will be explained using FIGS. 1 to 4.
  • FIG. 1 the pressure increasing cycle by the pressure increasing device 10 will be explained using FIGS. 1 to 4.
  • the switch 15 is in the OFF state, and the electromagnetic switching valve 7 blocks the oil passages 61,70.
  • the piston 120 Before the pressure increase starts, the piston 120 is located at the starting end position on the upper side in the axial direction inside the case 110 . As described above, the position where the piston 120 reaches before the pressure increase by the pressure increasing device 10 is started and the upward movement in the axial direction is restricted is the start position of the piston 120 . In the following description, it is simply referred to as the start position.
  • the spring 140 has a length L1 (see FIG. 3(b)) slightly compressed from the natural length L0 (see FIG. 3(a)) (L0>L1).
  • the spring 140 has a maximum compressed length L2 (see FIG. 3(d)) (L1>L2). Needless to say, the spring 140 in this state is within the elastic deformation range.
  • the biasing force F S1 of the spring 140 maintains the piston 120 at the starting position.
  • the second switching valve 130 connects the oil passages 131 and 132 after the piston 120 reaches the starting position.
  • substantially the same pressure as the oil in the tank T is acting on the port 8-1 of the first switching valve 8.
  • the first switching valve 8 connects the oil passages 70,80.
  • the switch 15 When starting pressure increase by the pressure increase device 10, the switch 15 is turned on. As a result, the electromagnetic switching valve 7 connects the oil passages 61 and 70, as shown in FIG. 2(a). A part of the pressurized oil delivered from the pilot circuit hydraulic pump 6 passes through the oil passages 60 and 61, the electromagnetic switching valve 7, the oil passage 70, the first switching valve 8, and the oil passage 80 to increase the pressure. It flows into the back pressure chamber 10-1 in the device 10.
  • the fluid pressure PH1 of the pressure oil delivered from the pilot circuit hydraulic pump 6 is 1 MPa, as described above.
  • the pressure of oil in the pressure increasing chamber 10-2 is 0.1 MPa. Therefore, there is a difference in pressure between the pressure in the back pressure chamber side second oil passage 123 communicating with the back pressure chamber 10-1 and the pressure in the pressure increasing chamber side second oil passage 125 communicating with the pressure increasing chamber 10-2. is occurring.
  • the check valve 124 Due to this differential pressure, the check valve 124 is opened, and pressure oil flows from the back pressure chamber 10-1 into the pressure increasing chamber 10-2. Due to this inflow of pressurized oil and movement of the piston 120, the pressure in the pressure increasing chamber 10-2 is raised above the pressure in the back pressure chamber 10-1 in an extremely short period of time. Therefore, the check valve 124 is closed.
  • the area S1 is the area of the upper end surface 121a of the large diameter portion 121 of the piston 120 .
  • the area S2 is the area of the annular lower end surface 121b of the large diameter portion 121 of the piston 120 .
  • Area S3 is the cross-sectional area of small diameter portion 122 in piston 120 .
  • This pressing force FH1 presses the piston 120 downward in the axial direction.
  • this pressing force F H1 exceeds the biasing force F S1 of the spring 140 at the starting position (F H1 >F S1 ).
  • the piston 120 smoothly moves toward the terminal position on the axially downward side.
  • the pressure of the oil in the drain chamber 10-3 is substantially constant regardless of the movement of the piston 120. Further, the oil in the drain chamber 10-3 repeatedly flows in and out as the piston 120 moves. Therefore, a description of the effect of the oil in the drain chamber 10-3 is omitted.
  • Lx which is the length of the spring 140 while the piston 120 is moving between the start position and the end position, is a variable between the lengths L1 and L2 (L1 >Lx>L2).
  • the pressing force F H1 due to the fluid pressure of the pressure oil delivered from the pilot circuit hydraulic pump 6 exceeds the biasing force F S2 (F H1 >>> F S2 ).
  • the spring 140 is configured to have an urging force lower than the pressing force FH1 of the pressurized oil delivered from the pilot circuit hydraulic pump 6 when the piston 120 reaches the end position.
  • the area ratio between the area S1 of the upper end surface 121a and the area S2 of the lower end surface 121b of the piston 120 is set so that the piston 120 can reach the terminal position even if the pressure in the pressure increasing chamber 10-2 is increased. , and the biasing force F S2 of the spring 140 are adjusted.
  • the second switching valve 130 connects the oil passages 132, 133 after the piston 120 reaches the terminal position. As a result, pressure oil flows from the pilot circuit hydraulic pump 6 into the pilot oil passage 132 via the pilot oil passage 133 .
  • an adjustable slow return valve 9 is configured in the pilot oil passage 132 .
  • the pressure oil that has passed through the variable throttle portion 90 in the adjustable slow return valve 9 acts on the port 8-1.
  • the variable throttle section 90 whose opening degree can be adjusted can change the time required for the pressure acting on the port 8-1 to reach or exceed a predetermined value according to its opening degree. That is, the variable throttle section 90 can adjust the time until the piston 120 starts moving from the terminal position toward the starting position.
  • the first switching valve 8 connects the oil passages 80 and 81 as shown in FIG. 2(c).
  • the pressure oil in the back pressure chamber 10-1 passes through the oil passage 80, the first switching valve 8 and the oil passage 81 and is discharged to the tank T. That is, the oil passages 80 and 81 constitute the first flow passage of the present invention.
  • the pressure P Y in the back pressure chamber 10-1 decreases and approaches the pressure P 0 of the oil stored in the tank T (P H1 >>P Y >P 0 ).
  • the piston 120 begins to move upward in the axial direction (F S2 >F HY ), as indicated by the bold white arrow in FIG.
  • part of the oil in the back pressure chamber 10-1 flows out to the oil passage 80, as indicated by the thick black arrow in FIG. Note that the piston 120 may start moving upward in the axial direction when the pressure PY becomes the same pressure as P0 .
  • the flow path resistance R1 acts on the oil passing through the oil path 80
  • the flow path resistance R2 acts on the oil passing through the second oil paths 123 and 125 and the check valve 124.
  • the flow path resistance R1 is derived from the viscosity of the oil, the coefficient of friction inside the pipes of the oil paths 80 and 81, the inner diameter, the length, and the like.
  • the flow resistance force R2 is determined by the coil spring 124a (FIG. 3, (see FIG. 4)).
  • the spring 140 expands and weakens the biasing force FSX . Then, when the piston 120 reaches the starting position, the biasing force F S1 of the spring 140 becomes the minimum value. However, the biasing force F S1 of the spring 140 exceeds the sum of the pressing force F H0 , the flow resistance force R1 and the flow resistance force R2 (F S1 >F H0 +R1+R2).
  • the spring 140 when the piston 120 reaches the starting position, the spring 140 has an urging force that exceeds the sum of the pressure force FHO by the oil whose passage is opened, the passage resistance force R1, and the passage resistance force R2. It is configured.
  • second oil passages 123 and 125 and a check valve 124 are provided inside the piston 120 . Therefore, the second oil passage and the check valve are arranged outside the case 110, that is, the second oil passage is detoured, and the back pressure chamber 10-1 and the pressure increasing chamber 10-2 are communicated (see FIG. 5). ), the extension of the second oil passages 123 and 125 can be shortened.
  • the second oil passages 123 and 125 having short extensions can reduce the flow path resistance R2 acting on the oil passing through the second oil passages 123 and 125 . Therefore, the biasing force F S1 of the spring 140 can be kept small.
  • the inner diameter D1 of the oil passages 80, 81 is larger than the inner diameter D2 of the second oil passages 123, 125 (D1>D2).
  • the effective cross-sectional area S11 of the oil passages 80, 81 is larger than the effective cross-sectional area S12 of the second oil passages 123, 125 (S11>S12).
  • the area ratio between the effective cross-sectional area S11 and the effective cross-sectional area S12 is larger than the area ratio between the area S1 of the upper end surface 121a and the area S2 of the lower end surface 121b (S11/S12>S1/S2). This enables stable supply of oil to the back pressure chamber 10-1 and the pressure increasing chamber 10-2.
  • the valve body of the check valve 124 can reduce the pressure-receiving area of Furthermore, the urging force of the coil spring 124a can be reduced as the pressure receiving area is reduced. That is, the flow path resistance R2 when the oil passes through the second oil paths 123, 125 can be reduced. Thereby, the load acting on the spring 140 can be reduced.
  • the back pressure chamber 10-1 and the pressure increasing chamber 10-2 are directly communicated by the second oil passages 123, 125 and the check valve 124. Therefore, the influence on the tank T side can be reduced.
  • the second switching valve 130 blocks both the oil passages 131, 132 and the oil passages 132, 133 as described above. Therefore, it is prevented that the first switching valve 8 operates and the oil passage is switched unintentionally.
  • the second switching valve 130 connects the oil passages 132 and 131 when the piston 120 reaches the starting position.
  • the pressure oil acting on the port 8-1 passes through the pilot oil passage 91 and the check valve 92 and is discharged to the tank T.
  • the first switching valve 8 opens the oil passages 70, 80 as shown in FIG. 2(a).
  • the pressure oil is sent from the pilot circuit hydraulic pump 6 to the back pressure chamber 10-1 using the fluid pressure by the first switching valve 8 and the second switching valve 130. , to discharge the oil from the back pressure chamber 10-1 to the tank T, the above cycle can be repeated. That is, the pressure booster 10 can be continuously driven using the fluid pressure.
  • the fluid circuit in this embodiment can continuously reciprocate the piston 120 through the cooperation of the mechanically operated first switching valve 8, second switching valve 130, and spring 140. . That is, high fluid pressure can be continuously generated without electrical control. This eliminates the need for conventional electric control and simplifies the configuration of the fluid circuit.
  • the spring 140 has just enough urging force to move the piston 120 to the start and end positions. Therefore, the spring 140 can reliably reciprocate the piston 120 between the starting end position and the terminal end position, and can reliably switch the first switching valve 8 and the second switching valve 130 .
  • a check valve 124 having a coil spring 124a is arranged between the second oil passages 123, 125. Therefore, when the piston 120 is moved from the start position to the end position, the pressurized oil in the pressure increasing chamber 10-2 does not flow back into the back pressure chamber 10-1, and the pressure increasing efficiency is good.
  • the pressurized oil intensified by the pressure intensifying device 10 is delivered by the downward movement of the piston 120 in the axial direction and accumulated in the accumulators 11 and 12 . Therefore, the generation of pulsation due to the reciprocating motion of the piston 120 is prevented. As a result, the pressure booster 10 can deliver a substantially constant amount of pressurized oil to the accumulators 11 and 12 .
  • An oil passage 107 having check valves provided between the accumulators 11 and 12 and the main circuit is connected from the check valve to the main circuit side and from the check valve to the accumulators 11 and 12 side, that is, the upstream side. can be separated. As a result, even if the main circuit side is of high pressure specification, the configuration of the accumulators 11 and 12 is set to the minimum pressure specification required for regeneration to the destination of the high fluid pressure. can be sent.
  • a fluid circuit according to Embodiment 2 will be described with reference to FIG. It should be noted that descriptions of configurations that are the same as those of the first embodiment will be omitted.
  • the first flow path connecting the back pressure chamber 10-1 in the pressure booster 210 and the tank T is composed of the oil passage 280 and the oil passage 81. It is
  • the second flow path connecting the back pressure chamber 10-1 and the pressure increasing chamber 10-2 is formed by a part of the oil passage 280, an oil passage 82 branched from the oil passage 280, and an oil passage 84. It is configured.
  • a check valve 83 is arranged between the oil passages 82 and 84 . That is, the large diameter portion 221 of the piston 220 does not include the back pressure chamber side second oil passage 123, the check valve 124, and the pressure increasing chamber side second oil passage 125 of the first embodiment.
  • Example 2 Even with such a configuration, the fluid circuit of Example 2 can continuously generate high fluid pressure without electrical control.
  • the second flow path is simplified. can be configured to
  • the working fluid is oil, but the working fluid is not limited to this, and may be changed appropriately as long as it is a fluid.
  • the fluid supply device is described as being a pilot circuit hydraulic pump, but it is not limited to this, and may be a main circuit hydraulic pump, an actuator, an accumulator, or the like, and may be changed as appropriate. may be
  • the urging means is a spring.
  • the urging force when the piston reaches the end position is applied to the piston by the fluid pressure of the pump.
  • the biasing force when the piston reaches the start position is less than the pressing force and is greater than the sum of the flow resistance force acting on the first flow path and the flow resistance force acting on the second flow path.
  • the spring urges the piston upward in the axial direction via the second switching valve. It is good also as a structure which is urged
  • the urging means for the check valve provided in the second flow path is a coil spring. may be changed as appropriate.
  • the configuration in which the adjustable slow return valve is provided between the first switching valve and the second switching valve has been described. may be omitted.

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Abstract

簡素な構成で増幅装置を連続駆動させることのできる流体回路を提供する。　負荷される流体圧の変化に応じて、流路７０，８０と、第１流路８０，８１とを切り換える第１切換弁８と、ピストン１２０が始端位置に到達したとき、または終端位置に到達したときに第１切換弁８に流体圧を負荷する流路を切り換える第２切換弁１３０と、第２流路１２３，１２５と、を有し、ピストン１２０が終端位置に到達するときの付勢手段１４０の付勢力ＦＳ２は、流体供給装置６による流体圧によりピストン１２０に作用する押圧力ＦＨ１よりも小さく、かつ、ピストン１２０が始端位置に到達するときの付勢手段１４０の付勢力ＦＳ１は、第１流路８０，８１に作用する流路抵抗力Ｒ１と、第２流路１２３，１２５に作用する流路抵抗力Ｒ２との和よりも大きい。

Description

流体回路
　本発明は、作動流体を増圧するための増圧装置を備える流体回路に関する。
　様々な分野において、ポンプ等の流体供給装置より送出した作動油等の作動流体を利用してアクチュエータを駆動させる流体回路が知られている。このような流体回路には、増圧した作動流体を送出可能な増圧装置を備え、増圧装置の作動流体によりアクチュエータに作動させるものや、アキュムレータを蓄圧させるものもある。
　例えば特許文献１に示される流体回路は、ポンプと、タンクと、増圧装置と、アキュムレータと、から主に構成されている。増圧装置は、シリンダと、ピストンと、付勢手段と、を備えている。シリンダは正面視Ｔ字状の中空構造である。ピストンは、正面視Ｔ字状であり、軸方向に往復動可能にシリンダ内に設けられている。付勢手段はピストンを軸方向一方側に付勢している。
　シリンダ内の空間は、ピストンによって背圧室と、増圧室とに区画されている。背圧室に面するピストンの端面の受圧面積は、増圧室に面するピストンの端面の受圧面積よりも大きくなっている。背圧室には、ポンプに連通する流路と、タンクに連通する流路とが接続されている。切換弁を切り替えることで、背圧室に連通する流路は切り換えられる。増圧室には、タンク側に連通する流路と、アキュムレータ側に連通する流路とが接続されている。
　これにより、増圧室に作動流体が貯留されている状態で、背圧室にポンプから作動流体を送出することで、ピストンは軸方向他方側へと移動する。そして、増圧装置は増圧室内にて圧縮し、増圧した作動流体をアキュムレータ側に送出する。また、切換弁の弁位置を切り替えて、背圧室とタンクとを連通させて背圧室内の圧油をタンクに排出し始めることで、背圧室内の圧力は漸次に低下する。そして、付勢手段の付勢力がピストンを軸方向他方側に移動させようとする力を上回ると、ピストンは軸方向一方側へと移動されるとともに、増圧室にはタンクから作動流体が吸引される。
特開２０１１－１８５４１７号公報（第７頁、第１図）
　特許文献１のような増圧装置にあっては、切換弁の弁位置をピストンの往復動に応じて切り替えることで、連続してアキュムレータに増圧された作動流体を送出することができる。しかしながら、このような切換弁は、一般的に電気信号によりこれらの切り替えを可能とする電磁切換弁が使用されている。このことから、特許文献１のような増圧装置にあっては、電気信号を出力するための装置、弁位置を感知するための装置等が必要となる。これにより、このような増圧装置は装置全体が大型化してしまうことが課題となっている。また、このような増圧装置は制御用のプログラムも煩雑となり、コスト面でも課題がある。
　本発明は、このような問題点に着目してなされたもので、簡素な構成で増幅装置を連続駆動させることのできる流体回路を提供することを目的とする。
　前記課題を解決するために、本発明の流体回路は、
　作動流体を送出する流体供給装置と、作動流体を貯留するタンクと、作動流体を増圧する増圧装置と、前記増圧装置で増圧された作動流体を蓄圧するアキュムレータと、を備え、
　前記増圧装置は、シリンダと、軸方向に往復動可能に前記シリンダ内に設けられたピストンと、前記ピストンを軸方向一方側に向けて付勢する付勢手段と、を具備し、
　前記シリンダ内の空間は、前記ピストンにより、前記流体供給装置側及び前記タンク側に連通可能な背圧室と、前記アキュムレータ側に連通可能な増圧室とに区画されており、
　前記流体供給装置から前記背圧室に作動流体を流入させることで前記ピストンを軸方向他方側に押圧し、前記増圧室にて増圧された作動流体を前記アキュムレータ側に送出する流体回路であって、
　負荷される流体圧の変化に応じて、前記背圧室及び前記流体供給装置側を連通させる流路と、前記背圧室及び前記タンク側を連通させる第１流路とを切り換える第１切換弁と、前記ピストンが軸方向一方側の始端位置に到達したとき、または前記ピストンが軸方向他方側の終端位置に到達したときに前記第１切換弁に流体圧を負荷する流路を切り換える第２切換弁と、前記背圧室及び前記増圧室を連通させる第２流路と、を有し、
　前記ピストンが前記終端位置に到達するときの前記付勢手段の付勢力は、前記流体供給装置による流体圧により前記ピストンに作用する押圧力よりも小さく、かつ、前記ピストンが前記始端位置に到達するときの前記付勢手段の付勢力は、前記第１流路に作用する流路抵抗力と、前記第２流路に作用する流路抵抗力との和よりも大きい。
　これによれば、第１切換弁、第２切換弁により、流体圧を利用して背圧室内に流体供給装置から作動流体を送出するか、背圧室からタンクに作動流体を排出するかを切り換えることができる。すなわち、流体回路は、流体圧を利用して増圧装置を連続駆動させることができる。さらに付勢手段は、ピストンを始端位置及び終端位置に移動させるために過不足のない付勢力を有している。そのため、付勢手段は、ピストンを確実に始端位置と終端位置とに往復動させることができ、第１切換弁、第２切換弁を確実に切り替えることができる。
　前記ピストンは、前記第２流路を有していてもよい。
　これによれば、第２流路の延長を短くすることができる。これにより、第２流路に作用する流路抵抗力を小さくして、付勢手段に求められる付勢力を軽減することができる。
　前記第２流路には、閉塞方向に付勢する付勢部を有する逆止弁が配置されていてもよい。
　これによれば、ピストンを始端位置から終端位置に移動させるにあたって、増圧室内の作動流体は背圧室に逆流する虞がない。そのため、増圧装置による増圧効率がよい。
　前記第１流路の有効断面積と前記第２流路の有効断面積との面積比は、前記背圧室の有効受圧面積と前記増圧室の有効受圧面積との面積比よりも大きくてもよい。
　これによれば、背圧室と増圧室に、安定した作動流体の送出を可能としつつ、第２流路を作動流体が通過する際の抵抗を小さくすることができる。これにより、付勢手段に作用する負荷を軽減することができる。
本発明に係る実施例１の増圧装置を備える流体回路を示す概要図である。 本発明に係る実施例１の増圧装置による作動流体の増圧サイクルについて説明するための概要図である。 本発明に係る実施例１の増圧装置の付勢手段及び第２切換弁の変化について説明するための概要図である。 本発明に係る実施例１の増圧装置の要部を拡大して示す概要図である。 本発明に係る実施例２の増圧装置を備える流体回路を示す概要図である。
　本発明に係る流体回路を実施するための形態を実施例に基づいて以下に説明する。
　実施例１に係る流体回路につき、図１から図４を参照して説明する。
　図１に示されるように、流体回路は、例えば、普通乗用車や、トラック、油圧ショベル、フォークリフト、クレーン、ごみ収集車等の作業車両におけるアクチュエータ、ブレーキ、ステアリング、トランスミッション等の油圧装置に適用可能である。尚、図１に示す油圧回路は、本発明の流体回路の一例であり、図１の構成に限定されるものではない。
　本実施例の流体回路は、概略、油圧を利用してアクチュエータとしてのシリンダ５を作動させてワークＷを移動させる構成となっている。
　流体回路は、メイン回路用油圧ポンプ２と、切換弁３と、油圧リモコン弁４と、シリンダ５と、流体供給装置としてのパイロット回路用油圧ポンプ６と、電磁切換弁７と、第１切換弁８と、可調式スローリターン弁９と、増圧装置１０と、アキュムレータ１１，１２と、電磁比例切換弁１３，１４と、コントローラＣと、各油路と、から主に構成されている。
　まず、メイン回路用油圧ポンプ２（以下、単に油圧ポンプ２と称する場合がある）によってシリンダ５を作動させるためのメイン回路側の構成について説明する。油圧ポンプ２及びパイロット回路用油圧ポンプ６は、車両のエンジン等の駆動機構１と連結されている。これにより、駆動機構１からの動力によって駆動される油圧ポンプ２及びパイロット回路用油圧ポンプ６は、油路２０，６０に圧油を送出する。
　油圧ポンプ２から送出された圧油は、油路２０に分岐接続されている油路２１を通って切換弁３に流入する。
　切換弁３は、６ポート３位置タイプのオープンセンタ型の切換弁である。切換弁３は、その中立位置にあっては、油路２１をタンク側油路３０、タンクＴに接続する。そのため、油圧ポンプ２から送出された圧油は全量がタンクＴに排出される。
　また、切換弁３は、その伸び位置３Ｅにあっては、油路２２をシリンダ５におけるヘッド側油路５０（以下、単にヘッド側油路５０と記載）に接続する。同時に切換弁３は、シリンダ５におけるロッド側油路５１（以下、単にロッド側油路５１と記載）をタンク側油路３１、タンクＴに接続する。油路２２は油路２０に分岐接続され逆止弁を有している。
　また、切換弁３は、その縮み位置３Ｓにあっては、油路２２をロッド側油路５１に接続する。同時に切換弁３は、ヘッド側油路５０をタンク側油路３１、タンクＴに接続する。
　一方、パイロット回路用油圧ポンプ６から送出された圧油は、油路６０を通って油圧リモコン弁４に供給される。尚、油圧リモコン弁４に供給される圧油は、パイロット油圧ポンプから送出された圧油に限定されず、油圧ポンプ２、シリンダ５から送出された作動流体であってもよく、適宜変更されてもよい。
　油圧リモコン弁４は、可変型の減圧弁である。油圧リモコン弁４は、パイロット一次圧の圧油を操作レバー４－１の操作量に応じたパイロット二次圧に減圧する。ここでいうパイロット一次圧の圧油とは、パイロット回路用油圧ポンプ６から送出された圧油のことである。パイロット二次圧の圧油は、パイロット信号油路４０，４１を通って切換弁３の信号ポート３－１，３－２に作用する。
　尚、パイロット回路用油圧ポンプ６から吐出された圧油には、油圧リモコン弁４から信号ポート３－１，３－２に供給されない余剰油となるものもある。このような余剰油の一部は、油路６１を通って後述する増圧装置１０側に作動油として流入する。一方、作動油以外の余剰油は、全てリリーフ弁を有するリリーフ油路６２を通ってタンクＴへ排出される。
　油圧リモコン弁４の操作に応じたシリンダ５の動作について説明する。操作レバー４－１が伸び方向Ｅに操作されることにより、切換弁３は伸び位置３Ｅに切り換わる。そして、油圧ポンプ２から送出される圧油は油路２０，２２に接続されるヘッド側油路５０を通ってシリンダ５におけるヘッド室５－１に流入する。同時にロッド室５－２から流出した圧油はロッド側油路５１に接続されるタンク側油路３１を通ってタンクＴに排出される。このとき、パイロット信号油路４０上に設置されている圧力センサ４２からの電気信号はコントローラＣに入力される。
　また、操作レバー４－１が縮み方向Ｓに操作されることにより、切換弁３は縮み位置３Ｓに切り換わる。そして、油圧ポンプ２から送出される圧油は油路２０，２２に接続されるロッド側油路５１を通ってシリンダ５におけるロッド室５－２に流入する。同時にヘッド室５－１から流出した圧油はヘッド側油路５０に接続されるタンク側油路３１を通ってタンクＴに排出される。このとき、パイロット信号油路４１上に設置されている圧力センサ４３から出力された電気信号はコントローラＣに入力される。
　また、油路２０には、リリーフ弁を有するリリーフ油路２３が分岐接続されている。油路２０内の圧力が異常高圧となるとリリーフ弁は開放される。これにより、圧油はリリーフ油路２３からタンクＴに排出される。
　次に、増圧装置１０を含む、パイロット回路用油圧ポンプ６と接続されているパイロット回路側の構成について説明する。尚、上述した油路６０、油圧リモコン弁４、パイロット信号油路４０，４１、リリーフ油路６２は、パイロット回路側の構成に含まれる。
　油路６０に分岐接続されている油路６１には電磁切換弁７が設けられている。スイッチ１５がＯＦＦ状態であれば電磁切換弁７は、油路６１と油路７０を遮断する。同時に電磁切換弁７は、油路７０をタンクＴに接続されている油路７１に接続する。
　また、スイッチ１５をＯＮ状態にすることでコントローラＣから出力された電気信号は、電気信号ライン７２を通って電磁切換弁７に入力される。これにより、電磁切換弁７は、油路６１と油路７０を接続する。同時に電磁切換弁７は、油路７０と油路７１を遮断する（図２参照）。
　油路７０には第１切換弁８が設けられている。第１切換弁８は、ポート８－１に作用する圧力に応じて接続する油路を切り換える切換弁である。ポート８－１に作用する圧力が所定値未満であれば、第１切換弁８は油路７０と油路８０を接続する。同時に第１切換弁８は油路８０と油路８１を遮断する。油路８１はタンクＴに接続されている。
　また、ポート８－１に作用する圧力が所定値以上であれば、第１切換弁８は油路７０と油路８０を遮断する。同時に第１切換弁８は、油路８０と油路８１を接続する（図２（ｃ）（ｄ）参照）。
　油路８０には増圧装置１０が接続されている。増圧装置１０は、パイロット回路用油圧ポンプ６から送出された圧油をさらに増圧させて、逆止弁を有する油路１００に送出するためのものである。増圧装置１０の構成については後述する。
　油路１００には、油路１０１，１０２が分岐接続されている。油路１０１は２つの逆止弁を有している。油路１０２は、油路１０１とは別の２つの逆止弁を有している。
　油路１０１における２つの逆止弁の間には、アキュムレータ１１と、圧力センサ１０３が接続されている。圧力センサ１０３はアキュムレータ１１の圧力を検知する。また、油路１０１における２つの逆止弁よりも下流側には、電磁比例切換弁１３が接続されている。
　油路１０２における２つの逆止弁の間には、アキュムレータ１２と、圧力センサ１０４が接続されている。圧力センサ１０４はアキュムレータ１２の圧力を検知する。また、油路１０２における２つの逆止弁よりも下流側には、電磁比例切換弁１４が接続されている。
　電磁比例切換弁１３，１４は、ノーマルクローズ型であり、電気信号ラインによりコントローラＣに接続されている。
　コントローラＣは、圧力センサ４２，４３、１０３，１０４から入力された電気信号に基づいて、電磁比例切換弁１３，１４を閉塞状態または開放状態に制御する。以下、電磁比例切換弁１３を例に説明する。
　電磁比例切換弁１３は、アキュムレータ１１内の圧力が低下するとコントローラＣから電気信号が入力されて閉塞状態となる。これにより、アキュムレータ１１は増圧装置１０より送出された増圧状態の圧油を蓄積可能となる。
　また、電磁比例切換弁１３は、アキュムレータ１１内の圧力が増加するとコントローラＣから電気信号が入力される。そして、電磁比例切換弁１３は入力された信号に応じた開度にて油路１０１，１０５を接続する。これにより、アキュムレータ１１から送出された蓄圧油は、逆止弁を有する油路１０７、ヘッド側油路５０を介して、シリンダ５におけるヘッド室５－１に回生される。
　また、コントローラＣによる電磁比例切換弁１３，１４の切り替えを交互に行うことで、流体回路はアキュムレータ１１，１２の一方に蓄圧する。同時に流体回路は、他方に蓄圧された増圧状態の圧油をメイン回路に回生させることができる。
　また、アキュムレータ１１，１２内の蓄圧油が許容量に達した場合は、油路１００に余剰油が生じる。油路１００には、リリーフ弁を有するリリーフ油路１０８が分岐接続されている。余剰油は、リリーフ油路１０８を通ってタンクＴに排出されるようになっている。
　次に、増圧装置１０について説明する。尚、本説明では、増圧装置１０のスプリング１４０側を軸方向他方側（すなわち図示下側）、反対側を軸方向一方側（すなわち図示上側）として説明する。
　図１～図４に示されるように、増圧装置１０は、シリンダとしてのケース１１０と、ピストン１２０と、第２切換弁１３０と、付勢手段としてのスプリング１４０と、から主に構成されている。ピストン１２０はケース１１０内に軸方向に移動可能に設けられている。スプリング１４０はピストン１２０を軸方向一方側に向けて付勢している。尚、図１～図４では、油路の切り替えを示すべく、第２切換弁１３０を拡大して図示している。また、図３，図４の増圧装置１０及び各油路は、図１～図２で用いた図記号をもとに模式的に図示したものである。
　ケース１１０は、正面視略Ｔ字状の段付き円筒状に形成されており、大径円筒部１１１と、小径円筒部１１２を有している。
　大径円筒部１１１における上方部には、油路８０が接続されている。また、大径円筒部１１１における下端部には、小径円筒部１１２よりも外径側に油路１００が接続されている。
　小径円筒部１１２には、周壁にタンクＴに接続されている油路１１３が接続されている。
　ピストン１２０は、正面視Ｔ字状の段付き円柱状に形成されており、大径部１２１と、小径部１２２を有している。
　大径部１２１は、外周面がケース１１０における大径円筒部１１１の内周面に沿って摺接可能に形成されている。小径部１２２は、外周面がケース１１０における小径円筒部１１２の内周面に沿って摺接可能に形成されている。
　また、大径部１２１には、背圧室側第２油路１２３と、逆止弁１２４と、増圧室側第２油路１２５が形成されている。背圧室側第２油路１２３は、背圧室１０－１に連通して軸方向下方側に延び、略直交して外径方向に延びている。逆止弁１２４は背圧室側第２油路１２３と増圧室側第２油路１２５の間に配設されている。増圧室側第２油路１２５は、逆止弁１２４から外径側に延び、略直交して軸方向下方側に延び、増圧室１０－２に連通している。
　ピストン１２０が収納された状態において、ケース１１０は、大径円筒部１１１内の空間が、ピストン１２０における大径部１２１によって、背圧室１０－１と増圧室１０－２に画成されている。背圧室１０－１には油路８０が連通している。増圧室１０－２には油路１００が連通している。また、背圧室１０－１内の軸方向上端には、ピストン１２０の移動を規制するスペーサが固定に配設されている。
　また、ピストン１２０が収納された状態において、ケース１１０は、ケース１１０における小径円筒部１１２と、ピストン１２０における小径部１２２によってドレン室１０－３が画成されている。ドレン室１０－３には油路１１３が連通している。
　ピストン１２０は、始端位置と、終端位置との間を往復移動可能に構成されている。始端位置は、軸方向上方側にて大径部１２１における上端が背圧室１０－１内のスペーサに当接し、同方向への移動が規制される位置である。終端位置は、軸方向下方側にて大径部１２１における下端が増圧室１０－２内の下面に当接し、同方向への移動が規制される位置である。
　第２切換弁１３０は、そのロッドがケース１１０における小径円筒部１１２の底部を貫通している。第２切換弁１３０には、ピストン１２０における大径部１２１の上端面１２１ａに圧力から受ける力が作用する。さらに第２切換弁１３０には、スプリング１４０の付勢力が作用する。これらにより、第２切換弁１３０におけるロッドは、その上端面がピストン１２０における小径部１２２の下端面に当接した状態が保持されている。上端面１２１ａは本実施例における大径部１２１の背面である。
　また、ピストン１２０が始端位置に到達している状態、すなわち軸方向上方側にて同方向への移動が規制されている状態において第２切換弁１３０は、ドレン油路１３１とパイロット油路１３２を接続する。同時に第２切換弁１３０は、パイロット油路１３２とパイロット油路１３３を遮断する。ドレン油路１３１はタンクＴに接続されている。パイロット油路１３２は第１切換弁８におけるポート８－１に接続されている。パイロット油路１３３は油路７０に分岐接続されている。
　また、ピストン１２０が終端位置に到達している状態、すなわち軸方向下方側にて同方向への移動が規制されている状態において第２切換弁１３０は、パイロット油路１３２，１３３を接続する。同時に第２切換弁１３０は、ドレン油路１３１とパイロット油路１３２を遮断する（図２（ｂ）（ｃ）参照）。
　スプリング１４０は、軸方向に伸縮可能な一定のバネ定数ｋを有する弾性材からなり、自然長さＬ０に形成されるバネ部材である（図３（ａ）参照）。スプリング１４０は、その基端部（図示下端部）が固定に設置される。また、スプリング１４０は、自由端部（図示上端部）が第２切換弁１３０における下端面に常に圧縮状態で当接している。その圧縮位置に応じて発生する付勢力ＦＳ１，ＦＳＸ，ＦＳ２によってスプリング１４０は、第２切換弁１３０を介してピストン１２０を軸方向上方側に常に付勢している。
　パイロット油路１３２には、可変絞り部９０と、パイロット油路９１と、逆止弁９２から、可調式スローリターン弁９が構成されている。パイロット油路９１は可変絞り部９０を跨いでパイロット油路１３２に接続されている。逆止弁９２は、パイロット油路９１の途中に設けられている。
　次に、増圧装置１０による増圧サイクルについて、図１～図４を用いて説明する。
　まず、増圧装置１０による増圧を開始する前の状態について説明する。図１に示されるように、スイッチ１５はＯＦＦ状態であり、電磁切換弁７は、油路６１，７０を遮断している。
　この増圧開始前の状態では、ピストン１２０は、ケース１１０内の軸方向上方側の始端位置に配置されている。このように、増圧装置１０による増圧が開始される前にピストン１２０が到達し、かつ軸方向上方側への移動が規制されている位置はピストン１２０の始端位置である。以降の説明においては、単に始端位置と記載する。
　この始端位置においてスプリング１４０は、自然長さＬ０（図３（ａ）参照）よりもわずかに圧縮された長さＬ１（図３（ｂ）参照）となっている（Ｌ０＞Ｌ１）。
　また、後述するように増圧装置１０による増圧が開始され、ピストン１２０が軸方向下端に到達し、かつ軸方向下方側への移動が規制されている位置はピストン１２０の終端位置（図３（ｄ）参照）である。以降の説明においては、単に終端位置と記載する。
　この終端位置においてスプリング１４０は最大限に圧縮された長さＬ２（図３（ｄ）参照）となる（Ｌ１＞Ｌ２）。この状態におけるスプリング１４０は言うまでもなく弾性変形範囲内に収まっている。
　増圧装置１０は、背圧室１０－１、増圧室１０－２及びドレン室１０－３に油が貯留されている。それらの圧力は外部に開放されたタンクＴ内に貯留されている油と略同一の圧力Ｐ０（本実施例では、０．１ＭＰａ（＝１．０２ｋｇ／ｃｍ２））となっている。
　このとき、ピストン１２０の始端位置におけるスプリング１４０の付勢力ＦＳ１（ＦＳ１＝ｋ×（Ｌ１－Ｌ０））は、背圧室１０－１内の圧力Ｐ０によってピストン１２０を軸方向下方側に押圧しようとする押圧力ＦＨ０（ＦＨ０＝Ｐ０×Ｓ１）よりも大きくなっている。このスプリング１４０の付勢力ＦＳ１によってピストン１２０は始端位置に維持されている。
　また、ピストン１２０が始端位置に到達した後の状態において第２切換弁１３０は、油路１３１，１３２を接続している。これにより、第１切換弁８におけるポート８－１には、タンクＴ内の油と略同一の圧力が作用している。同圧力は所定値未満であるため、第１切換弁８は油路７０，８０を接続している。
　パイロット回路用油圧ポンプ６から送出される流体圧ＰＨ１は、本実施例では１ＭＰａ（＝１０．２ｋｇ／ｃｍ２）である。尚、上述した各数値は適宜変更されてもよく、以降の数値についても同様である。
　増圧装置１０による増圧を開始する場合は、スイッチ１５をＯＮ状態とする。これにより、図２（ａ）に示されるように、電磁切換弁７は油路６１，７０を接続する。そして、パイロット回路用油圧ポンプ６から送出された圧油の一部は、油路６０，６１、電磁切換弁７、油路７０、第１切換弁８、油路８０を通過して、増圧装置１０における背圧室１０－１に流入する。
　パイロット回路用油圧ポンプ６から背圧室１０－１に圧油が送出され始めた直後では、上述したように、パイロット回路用油圧ポンプ６から送出された圧油の流体圧ＰＨ１は１ＭＰａである。一方、増圧室１０－２内の油の圧力は０．１ＭＰａである。そのため、背圧室１０－１に連通する背圧室側第２油路１２３内の圧力と、増圧室１０－２に連通する増圧室側第２油路１２５内の圧力とでは差圧が生じている。
　この差圧により、逆止弁１２４が開放されて、背圧室１０－１から増圧室１０－２に圧油は流入する。この圧油の流入とピストン１２０の移動により増圧室１０－２内の圧力は極短い時間で背圧室１０－１よりも高められる。そのため、逆止弁１２４は閉塞される。
　図１，３（ｂ）を参照して、背圧室１０－１の有効受圧面積としての面積Ｓ１は、増圧室１０－２の有効受圧面積としての面積Ｓ２よりも、面積Ｓ３だけ大きい（Ｓ１＝Ｓ２＋Ｓ３）。面積Ｓ１はピストン１２０における大径部１２１の上端面１２１ａの面積である。面積Ｓ２はピストン１２０における大径部１２１の環状の下端面１２１ｂの面積である。面積Ｓ３はピストン１２０における小径部１２２の断面積である。
　ピストン１２０における大径部１２１には、パイロット回路用油圧ポンプ６から送出され背圧室１０－１に流入した圧油の流体圧ＰＨ１に上端面１２１ａの面積Ｓ１を乗じた押圧力ＦＨ１（ＦＨ１＝ＰＨ１×Ｓ１）が作用する。この押圧力ＦＨ１はピストン１２０を軸方向下方側に押圧する。
　この押圧力ＦＨ１は、言うまでもなく始端位置におけるスプリング１４０の付勢力ＦＳ１を上回る（ＦＨ１＞ＦＳ１）。これにより、ピストン１２０は軸方向下方側の終端位置に向けてスムーズに移動する。
　これに伴って、押圧力ＦＨ１をピストン１２０における下端面１２１ｂの面積Ｓ２で除して算出される圧力ＰＨ２（ＰＨ２＝ＦＨ１÷Ｓ２）に、増圧室１０－２内の圧油は増圧される。そして、ピストン１２０の軸方向下方側の移動とともに増圧された圧力ＰＨ２の圧油は油路１００に向け順次送出される。
　尚、本説明において、ドレン室１０－３内の油は、ピストン１２０の移動によらずその圧力は略一定である。また、ドレン室１０－３内の油は、ピストン１２０の移動に伴い流出入が繰り返されるものである。そのため、ドレン室１０－３内の油の影響についての説明は省略する。
　ピストン１２０の軸方向下方側への移動に伴い、スプリング１４０が圧縮されることに応じて、その付勢力ＦＳＸ（ＦＳＸ＝ｋ×（Ｌｘ－Ｌ０））は高められる。そして、ピストン１２０が終端位置に到達するとき、スプリング１４０の付勢力ＦＳ２（ＦＳ２＝ｋ×（Ｌ２－Ｌ０））は最大値となる。尚、図３（ｃ）に示されるように、ピストン１２０が始端位置と終端位置との間で移動途中におけるスプリング１４０の長さであるＬｘは、長さＬ１，Ｌ２間の変数である（Ｌ１＞Ｌｘ＞Ｌ２）。
　そのうえで、パイロット回路用油圧ポンプ６から送出された圧油の流体圧による押圧力ＦＨ１は、言うまでもなく付勢力ＦＳ２を上回る（ＦＨ１＞＞＞ＦＳ２）。換言すればスプリング１４０は、ピストン１２０が終端位置に到達するとき、パイロット回路用油圧ポンプ６から送出された圧油による押圧力ＦＨ１を下回る付勢力を備えるように構成されている。
　尚、増圧室１０－２内の圧力が増圧されてもピストン１２０を終端位置に到達させられるように、ピストン１２０における上端面１２１ａの面積Ｓ１と同下端面１２１ｂの面積Ｓ２との面積比、及びスプリング１４０の付勢力ＦＳ２は調整されている。
　このように、ピストン１２０が始端位置から終端位置に移動するにあたっては、図３（ｃ）に示されるように、第２切換弁１３０は、油路１３１，１３２、油路１３２，１３３のいずれも遮断する。これにより、第１切換弁８のポート８－１（図１参照）に作用する圧力が一定に保たれる。そのため、ポート８－１に作用する圧力が変動して、意図せず油路が切り換えられることが防止されている。
　図２（ｂ）に示されるように、ピストン１２０が終端位置に到達した後、第２切換弁１３０は油路１３２，１３３を接続する。これにより、パイロット回路用油圧ポンプ６からパイロット油路１３３を経てパイロット油路１３２に圧油は流入する。
　また、パイロット油路１３２には、可調式スローリターン弁９が構成されている。この可調式スローリターン弁９における可変絞り部９０を通過した圧油はポート８－１に作用する。開度を調整可能な可変絞り部９０は、その開度に応じてポート８－１に作用する圧力が所定値以上となるまでに掛かる時間を変化させることができる。すなわち、可変絞り部９０は、ピストン１２０が終端位置から始端位置に向かって移動し始めるまでの時間を調整することができる。
　ポート８－１に作用する圧力が所定値以上となると、図２（ｃ）に示されるように、第１切換弁８は油路８０，８１を接続する。これにより、背圧室１０－１内の圧油は油路８０、第１切換弁８、油路８１を通過してタンクＴに排出される。すなわち、油路８０，８１は、本発明の第１流路を構成している。
　そして、背圧室１０－１内の圧力ＰＹは小さくなり、前述したタンクＴ内に貯留されている油の圧力Ｐ０に近付く（ＰＨ１＞＞ＰＹ＞Ｐ０）。その後、ピストン１２０の終端位置におけるスプリング１４０の付勢力ＦＳ２は、圧力ＰＹによってピストン１２０を軸方向下方側へと押圧する押圧力ＦＨＹ（ＦＨＹ＝ＰＹ×Ｓ１）を上回る。これにより、図４にて白抜き太矢印を用いて示すように、ピストン１２０は軸方向上方側へと移動し始める（ＦＳ２＞ＦＨＹ）。このピストン１２０の移動に伴い、図４にて黒塗り太矢印を用いて示すように、背圧室１０－１内の油の一部は油路８０に流出する。尚、圧力ＰＹが、Ｐ０と同一の圧力となることで、ピストン１２０は軸方向上方側へと移動し始めてもよい。
　また、ピストン１２０が軸方向上方側に移動することにより、増圧室１０－２は背圧室１０－１対し相対的に低圧となる。これにより、図４にて白抜き細矢印を用いて示すように、逆止弁１２４が開放される。そして、図４にて黒塗り細矢印を用いて示すように、背圧室１０－１内の油の一部は増圧室１０－２に向け流出する。
　すなわち、ピストン１２０が軸方向上方側へと移動することにより、背圧室１０－１内の油は、油路８０と増圧室１０－２とに分岐して流出する。このとき、油路８０を通過する油に流路抵抗力Ｒ１が作用するとともに、第２油路１２３，１２５及び逆止弁１２４を通過する油に流路抵抗力Ｒ２が作用する。
　流路抵抗力Ｒ１は、油の粘性、油路８０，８１の管内の摩擦係数、内径、長さ等によって導出されるものである。また流路抵抗力Ｒ２は、油の粘性、第２油路１２３，１２５の管内の摩擦係数、内径、長さ等に加え、逆止弁１２４が備える付勢部としてのコイルバネ１２４ａ（図３，図４参照）の弾性によって導出されるものである。
　ピストン１２０の軸方向上方側への移動に伴い、スプリング１４０は伸長しながら付勢力ＦＳＸを弱める。そして、ピストン１２０が始端位置に到達するとき、スプリング１４０の付勢力ＦＳ１は最小値となる。しかしながら、スプリング１４０の付勢力ＦＳ１は押圧力ＦＨ０と流路抵抗力Ｒ１と流路抵抗力Ｒ２の和を上回る（ＦＳ１＞ＦＨ０＋Ｒ１＋Ｒ２）。
　換言すればスプリング１４０は、ピストン１２０が始端位置に到達するとき、流路開放された油による押圧力ＦＨ０と流路抵抗力Ｒ１と流路抵抗力Ｒ２の和を上回る付勢力を備えるように構成されている。
　また本実施例では、ピストン１２０の内部に、第２油路１２３，１２５及び逆止弁１２４が設けられている。そのため、ケース１１０の外側に第２油路及び逆止弁を配置して、すなわち第２油路を迂回させて、背圧室１０－１と増圧室１０－２を連通させる構成（図５参照）と比較して、第２油路１２３，１２５の延長を短くすることができる。
　これにより、延長の短い第２油路１２３，１２５は、第２油路１２３，１２５を通過する油に作用する流路抵抗力Ｒ２を減じることができる。そのため、スプリング１４０の付勢力ＦＳ１を小さく抑えることができる。
　また本実施例では、図３（ｂ）を参照して、油路８０，８１における内径Ｄ１は、第２油路１２３，１２５の内径Ｄ２よりも大径となっている（Ｄ１＞Ｄ２）。これにより、油路８０，８１の有効断面積Ｓ１１は、第２油路１２３，１２５の有効断面積Ｓ１２よりも大きくなっている（Ｓ１１＞Ｓ１２）。
　そして、有効断面積Ｓ１１と有効断面積Ｓ１２との面積比は、上端面１２１ａの面積Ｓ１と下端面１２１ｂの面積Ｓ２との面積比よりも大きくなっている（Ｓ１１／Ｓ１２＞Ｓ１／Ｓ２）。これにより、背圧室１０－１と増圧室１０－２に、安定した油の供給が可能となる。
　また、有効断面積Ｓ１１と有効断面積Ｓ１２との面積比が、上端面１２１ａの面積Ｓ１と下端面１２１ｂの面積Ｓ２との面積比以下である構成と比較して、逆止弁１２４の弁体の受圧面積を小さくできる。さらに受圧面積を小さくすることに伴ってコイルバネ１２４ａの付勢力を小さくすることができる。すなわち、第２油路１２３，１２５を油が通過する際の流路抵抗力Ｒ２を小さくすることができる。これにより、スプリング１４０に作用する負荷を軽減することができる。
　また、第２油路１２３，１２５及び逆止弁１２４により背圧室１０－１と増圧室１０－２は直接連通される。そのため、タンクＴ側の影響を小さくすることができる。
　また、ピストン１２０が終端位置から始端位置に移動する場合にも、上述したように、第２切換弁１３０は、油路１３１，１３２、油路１３２，１３３のいずれも遮断する。そのため、第１切換弁８が動作して意図せず油路が切り換えられることが防止されている。
　図２（ｄ）に示されるように、ピストン１２０が始端位置に到達すると、第２切換弁１３０は油路１３２，１３１を接続する。これにより、ポート８－１に作用している圧油はパイロット油路９１、逆止弁９２を通過して、タンクＴに排出される。そして、ポート８－１に作用している圧力が所定値未満となると、第１切換弁８は、図２（ａ）に示されるように、油路７０，８０を連通させる。
　以降、スイッチ１５がＯＮ状態であれば、第１切換弁８、第２切換弁１３０により、流体圧を利用して背圧室１０－１にパイロット回路用油圧ポンプ６から圧油を送出するか、背圧室１０－１からタンクＴに油を排出するかが切り換えられるため、上述したサイクルを繰り返し行うことができる。すなわち、流体圧を利用して増圧装置１０を連続駆動させることができる。
　以上説明したように、本実施例における流体回路は、機械的に動作する第１切換弁８、第２切換弁１３０、スプリング１４０の協働によって、ピストン１２０を連続的に往復動させることができる。つまり、電気的な制御を行うことなく、高圧の流体圧を連続的に生成することができる。これにより、従来のような電気制御が不要となり、流体回路の構成を簡素にすることができる。
　また、スプリング１４０は、ピストン１２０を始端位置及び終端位置に移動させるために過不足のない付勢力を有している。そのため、スプリング１４０は、ピストン１２０を確実に始端位置と終端位置とに往復動させることができ、第１切換弁８、第２切換弁１３０を確実に切り替えることができる。
　また、第２油路１２３，１２５の間には、コイルバネ１２４ａを有する逆止弁１２４が配置されている。そのため、ピストン１２０を始端位置から終端位置に移動させるにあたって、増圧室１０－２内の増圧された圧油は背圧室１０－１に逆流する虞がなく、増圧効率がよい。
　増圧装置１０により増圧された圧油は、ピストン１２０の軸方向下方側への移動によって送出され、アキュムレータ１１，１２に蓄積される。そのため、ピストン１２０の往復動による脈動の発生が防止されている。これにより増圧装置１０は、略一定量の圧油をアキュムレータ１１，１２側に送出することができる。
　アキュムレータ１１，１２とメイン回路との間に設けられている逆止弁を有する油路１０７は、逆止弁からメイン回路側と、逆止弁からアキュムレータ１１，１２側、すなわち上流側とで系を分けることができる。これにより、メイン回路側が高圧仕様の場合でもアキュムレータ１１，１２側の構成を高流体圧の送出先への回生に必要な最小限の圧力仕様にすることにより不必要な高圧仕様にせずに高圧流体の送出が可能となる。
　実施例２に係る流体回路につき、図５を参照して説明する。尚、前記実施例１と同一構成で重複する構成の説明を省略する。
　図５に示されるように、実施例２の流体回路では、増圧装置２１０における背圧室１０－１とタンクＴとを接続する第１流路は、油路２８０と、油路８１によって構成されている。
　また、背圧室１０－１と増圧室１０－２とを接続する第２流路は、油路２８０の一部と、油路２８０に分岐接続された油路８２と、油路８４によって構成されている。油路８２，８４の間には、逆止弁８３が配置されている。すなわち、ピストン２２０の大径部２２１には、前記実施例１の背圧室側第２油路１２３、逆止弁１２４及び増圧室側第２油路１２５が省略されている。
　このような構成であっても、実施例２の流体回路は、電気的な制御を行うことなく、高圧の流体圧を連続的に生成することができる。
　また、前記実施例１のようにピストン１２０に背圧室側第２油路１２３、逆止弁１２４及び増圧室側第２油路１２５を設ける場合と比較して、第２流路を簡素に構成することができる。
　以上、本発明の実施例を図面により説明してきたが、具体的な構成はこれら実施例に限られるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲における変更や追加があっても本発明に含まれる。
　例えば、前記実施例１，２では、作動流体は油である構成として説明したが、これに限らず、流体であればよく、適宜変更されてもよい。
　また、前記実施例１，２では、流体供給装置は、パイロット回路用油圧ポンプであるとして説明したが、これに限らず、メイン回路用油圧ポンプ、アクチュエータ、アキュムレータ等であってもよく、適宜変更されてもよい。
　また、前記実施例１，２では、増圧装置の下流側にアキュムレータが２つ配置されている構成として説明したが、これに限らず、アキュムレータは１つであってもよく、３つ以上であってもよい。
　また、前記実施例１，２では、付勢手段は、スプリングである構成として説明したが、これに限らず、ピストンが終端位置に到達するときの付勢力がポンプによる流体圧によりピストンに作用する押圧力よりも小さく、かつ、ピストンが始端位置に到達するときの付勢力が第１流路に作用する流路抵抗力と、前記第２流路に作用する流路抵抗力との和よりも大きいのであれば、各種シリンダ等、適宜変更されてもよい。
　また、前記実施例１，２では、スプリングは、第２切換弁を介してピストンを軸方向上方側に付勢している構成として説明したが、これに限らず、ピストンを直接軸方向上方側に付勢している構成としてもよい。例えば、ピストンと第２切換弁とを一体に連結し、スプリングをドレン室に配置することで、増圧装置をコンパクトに構成することができる。
　また、前記実施例１，２では、第２流路に設けられている逆止弁の付勢手段は、コイルバネである構成として説明したが、これに限らず、板バネ、皿バネ等であってもよく、適宜変更されてもよい。
　また、前記実施例１，２では、第１切換弁と第２切換弁との間に、可調式スローリターン弁が設けられている構成として説明したが、これに限らず、可調式スローリターン弁を省略してもよい。
１　　　　　　　駆動機構
６　　　　　　　パイロット回路用油圧ポンプ（流体供給装置）
８　　　　　　　第１切換弁
１０　　　　　　増圧装置
１０－１　　　　背圧室
１０－２　　　　増圧室
１１，１２　　　アキュムレータ
８０　　　　　　油路（第１流路）
８１　　　　　　油路（第１流路）
１１０　　　　　ケース（シリンダ）
１２０　　　　　ピストン
１２３　　　　　背圧室側第２油路（第２流路）
１２４　　　　　逆止弁（第２流路の逆止弁）
１２４ａ　　　　バネ（第２流路の逆止弁の付勢部）
１２５　　　　　増圧室側第２油路（第２流路）
１３０　　　　　第２切換弁
１４０　　　　　スプリング（付勢手段）
２１０　　　　　増圧装置
８２，８４　　　油路（第２流路）
８３　　　　　　逆止弁（第２流路の逆止弁）
２２０　　　　　ピストン
２８０　　　　　油路（第１流路，第２流路）
Ｔ　　　　　　　タンク

Claims (4)

  1. 　作動流体を送出する流体供給装置と、作動流体を貯留するタンクと、作動流体を増圧する増圧装置と、前記増圧装置で増圧された作動流体を蓄圧するアキュムレータと、を備え、
    　前記増圧装置は、シリンダと、軸方向に往復動可能に前記シリンダ内に設けられたピストンと、前記ピストンを軸方向一方側に向けて付勢する付勢手段と、を具備し、
    　前記シリンダ内の空間は、前記ピストンにより、前記流体供給装置側及び前記タンク側に連通可能な背圧室と、前記アキュムレータ側に連通可能な増圧室とに区画されており、
    　前記流体供給装置から前記背圧室に作動流体を流入させることで前記ピストンを軸方向他方側に押圧し、前記増圧室にて増圧された作動流体を前記アキュムレータ側に送出する流体回路であって、
    　負荷される流体圧の変化に応じて、前記背圧室及び前記流体供給装置側を連通させる流路と、前記背圧室及び前記タンク側を連通させる第１流路とを切り換える第１切換弁と、前記ピストンが軸方向一方側の始端位置に到達したとき、または前記ピストンが軸方向他方側の終端位置に到達したときに前記第１切換弁に流体圧を負荷する流路を切り換える第２切換弁と、前記背圧室及び前記増圧室を連通させる第２流路と、を有し、
    　前記ピストンが前記終端位置に到達するときの前記付勢手段の付勢力は、前記流体供給装置による流体圧により前記ピストンに作用する押圧力よりも小さく、かつ、前記ピストンが前記始端位置に到達するときの前記付勢手段の付勢力は、前記第１流路に作用する流路抵抗力と、前記第２流路に作用する流路抵抗力との和よりも大きい流体回路。
  2. 　前記ピストンは、前記第２流路を有している請求項１に記載の流体回路。
  3. 　前記第２流路には、閉塞方向に付勢する付勢部を有する逆止弁が配置されている請求項１または２に記載の流体回路。
  4. 　前記第１流路の有効断面積と前記第２流路の有効断面積との面積比は、前記背圧室の有効受圧面積と前記増圧室の有効受圧面積との面積比よりも大きい請求項３に記載の流体回路。
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