JP3558806B2

JP3558806B2 - Hydraulic control valve device

Info

Publication number: JP3558806B2
Application number: JP00332397A
Authority: JP
Inventors: 英夫荒木
Original assignee: Toshiba Machine Co Ltd
Current assignee: Shibaura Machine Co Ltd
Priority date: 1997-01-10
Filing date: 1997-01-10
Publication date: 2004-08-25
Anticipated expiration: 2017-01-10
Also published as: JPH10196607A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、負荷圧力が異なる複数のアクチュエータの同時駆動時に、負荷圧力の低いアクチュエータの供給通路を規制することにより、負荷圧力の高いアクチュエータを優先的に駆動できるように構成した油圧制御弁装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
一般に、図４に示すように、複数（図示例では２つ）のアクチュエータ１０（例えばアームシリンダ），１２（例えば旋回モータ）を、パラレル通路２２で接続したそれぞれの制御弁１４，１６を介して１つのポンプ２０で駆動する油圧回路において、制御弁１４，１６の中の特定の制御弁１４にピストン手段３２を備えたロードチェック弁３４を併設して油圧制御弁装置３０を形成し、そして、前記ピストン手段３２に、前記とは別の油圧装置（例えば、制御弁）１６からの信号圧力ｐ（両信号圧力１６ａ，１６ｂの中からシャトル弁１６ｃを介して選択されている）を、パイロット油路１６ｄから作用させてロードチェック弁３４を制御することにより、特定の制御弁１４に接続した特定のアクチュエータ１０よりも別の制御弁１６に接続した別のアクチュエータ１２を優先して駆動するように構成した装置は、公知（例えば、特公平６ー２７５２２号公報参照）である。
【０００３】
すなわち、前記装置において、先ず、その制御弁１４は、そのスプール１４ａが信号圧力（図示せず）を介して左右いずれかに切換えられることにより、パラレル通路２２およびロードチェック弁３４を介して、ポンプ２０に連通している供給通路１４ｂがポート１４ｃまたは１４ｄに接続され、ポンプ２０の吐出油をアームシリンダ１０に供給すると共にアームシリンダ１０からの戻り油をタンク通路１４ｅまたは１４ｆを介してタンク２６に排出する。
【０００４】
また、ピストン手段３２は、シリンダ部３２ａ内に画定される受圧面積の大きい大ピストン部３２ｂ側の圧力室３２ｃと、受圧面積の小さい小ピストン部３２ｄ側の圧力室３２ｅとを有する。また、ロードチェック弁３４は、大ポペット３６と小ポペット３８とからなり、そして、大ポペット３６は、パラレル通路２２のシート部２２ａを開閉する大ポペット部３６ａを有し、小ポペット３８は、大ポペット３６の円筒部３６ｂ内に摺動自在に介装されて、大ポペット部３６ａ内の連通口３６ｃを開閉する小ポペット部３８ａを有する。なお、圧力室３２ｅは、大ポペット円筒部３６ｂ上の周面溝３６ｄを介して、供給通路１４ｂに連通されており、一方、圧力室３２ｃは、前述したように、制御弁１６からの信号圧力ｐをパイロット油路１６ｄから作用されている。
【０００５】
従って、このような油圧制御弁装置３０においては、アームシリンダ１０と旋回モータ１２を同時操作する場合、アームシリンダ１０の負荷圧力（すなわち、供給通路１４ｂ内の圧力）Ｐ１が、（旋回モータ１２を駆動する圧力Ｐ２よりも）低い場合には、ロードチェック弁３４の大ポペット部３６ａは、ピストン手段３２が両圧力室３２ｃ，３２ｅ間の作用力の差に応じて、図示の位置から更に下降して、大ポペット３６を押圧するので、大ポペット部３６ａはシート部２２ａとの接触閉止を維持している。一方、小ポペット部３８ａは、パラレル通路の圧力Ｐが供給通路１４ｂの圧力Ｐ１より高くなればリフトされて連通口３６ｃを開口する。従って、ポンプ２０からの（すなわち、パラレル通路２２内の）作動油は、連通口３６ｃを通る通路から供給通路１４ｂへ供給されて、アームシリンダ１０を駆動するが、この場合にパラレル通路２２内の圧力Ｐは、前記通路にオリフィス３６ｅが介在していることから、このオリフィスの絞り効果によって所望の圧力に昇圧されるので、前記作動油は、制御弁１６を介して旋回モータ１２を駆動するに至る。
【０００６】
なお、アームシリンダ１０の負荷圧力Ｐ１が、旋回モータ１２を駆動できるほど充分高い場合には、ピストン手段３２がリフトして、図示の位置に復帰するので、大ポペット部３６ａは、シート部２２ａからリフトして、ポンプ２０からの作動油は規制されることなく供給通路１４ｂへも供給される。従って、アームシリンダ１０も、旋回モータ１２と同様に駆動することができる。
【０００７】
このように、この種の装置によれば、負荷圧力の高いアクチュエータを、負荷圧力の低いアクチュエータよりも優先して駆動することができる。
【０００８】
しかしながら、前記従来の装置は、以下述べるような難点を有し、その改善が要望されていた。
【０００９】
すなわち、前記装置のピストン手段３２は、アームシリンダ１０の負荷圧力Ｐ１が低い場合には、ロードチェック弁３４の大ポペット部３６ａをシート部２２ａに押圧維持するので、大ピストン部３２ｂ側の圧力室３２ｃの作用力Ｆ１＝（大ピストン部３２ｂの受圧面積Ｓ１）×（信号圧力ｐ）は、大ポペット部３６ａのシート部２２ａ作用力Ｆ２＝（シート部２２ａの面積Ｓ２）×（パラレル通路２２内の圧力Ｐ２）よりも大きくなければならない。
【００１０】
しかるに、この場合、油圧ショベル等においては、通常旋回モータの負荷圧力Ｐ２は２０Ｍｐａ程度であり、一方その信号圧力ｐは３Ｍｐａ程度であるので、大ピストン部３２ｂの面積Ｓ１は、シート部２２ａの面積Ｓ２の６倍以上必要となる。このため、前記従来の油圧制御弁装置においては、ピストン手段３２の露出シリンダ部３２ａが特に大形となり、結果的にポート１４ｃ，１４ｄ部の配管と干渉する等の難点が招来されていた。
【００１１】
そこで、本出願人は、先に、前記難点を克服すべく、新規な技術を開発し提案（特願平８−３５９２４号）を行った。
【００１２】
すなわち、前記新規技術は、前述したピストン手段付ロードチェック弁を併設形成した油圧制御弁装置４０（図１参照）において、図５に示すように、
先ず、ピストン手段４２は、受圧面積の大きい大ピストン部４２ｂの圧力室４２ｃと、受圧面積の小さい小ピストン部４２ｄの圧力室４２ｅと、この小ピストン部の圧力室４２ｅのピストン作用力Ｆ３（後述される）を相殺する延長小ピストン部４２ｆの補償圧力室４２ｇとから形成し、
そして、前記大ピストン部の圧力室４２ｃには、別の制御弁１６からの信号圧力ｐを作用させることにより、作用力Ｆ１を発生させ、小ピストン部の圧力室４２ｅには、パラレル通路２２の圧力Ｐが特定の制御弁１４の供給通路１４ｂの圧力Ｐ１より低い際にはこの特定の制御弁の供給通路圧力Ｐ１を作用させると共に、パラレル通路２２の圧力Ｐが特定の制御弁の供給通路圧力Ｐ１より高い際にはパラレル通路圧力Ｐないしこの圧力および前記特定の制御弁の供給通路圧力の中間圧力（実質的にはＰ）をそれぞれ作用させることにより、前記作用力Ｆ３および作用力Ｆ５を発生させ、そして、補償圧力室４２ｇには、小ピストン部の圧力室４２ｅに作用する前記圧力をそのまま導入作用させることにより、前記作用力Ｆ３を相殺する反対方向の作用力Ｆ４を発生させる、ように構成されている。
【００１３】
なお、この場合、ロードチェック弁４４には、前記作用力Ｆ５に対向する作用力Ｆ２がパラレル通路２２の圧力Ｐから発生（負荷）されている。また、小ピストン部４２ｄと延長小ピストン部４２ｆとは同一直径に構成されている。また、参照符号４２ａおよび４２ｈはそれぞれケーシングおよび油路を示す。
【００１４】
従って、このような構成によれば、ロードチェック弁４４を開口しようとする作用力Ｆ２は作用力Ｆ５により、作用力Ｆ３は圧力室４２ｅおよび補償圧力室４２ｇで発生される作用力Ｆ４によってほぼ或いは完全に相殺される。換言すれば、圧力室４２ｃで発生されるべき作用力Ｆ１は極めて小さくて良く、この結果、大ピストン部４２ｂの面積、すなわち、ピストン手段４２の大きさは可及的に小さく設定される。すなわち、前記難点が解消されることができる。
【００１５】
なお、因みに、この新規技術のロードチェック弁の構成および全体の作動につき以下簡単に説明する。
【００１６】
先ず初めに、ロードチェック弁４４は、基本的には、ピストン手段４２の構成に対応するように、大ポペット４６と小ポペット４８とからなる。そして、大ポペット４６は、その円筒部４６ａが圧力室４２ｅ内に摺動自在に介装されると共に、大ポペット部４６ｂでパラレル通路２２のシート部２２ａを開閉する。一方、小ポペット４８は、その円筒部４８ａが大ポペット４６の円筒部４６ａ内に摺動自在に介装されると共に、その小ポペット部４８ｂで大ポペット部４６ｂのシート部２２ｂを開閉する。なお、ピストン手段４２とロードチェック弁４４との間に介装されているばね４２ｉ，４２ｊは、いずれも微弱で、ピストン手段４２およびロードチェック弁４４の作動を妨げるものではない。また、参照符号の４６ｃは連通口を、４６ｄはオリフィスを、４８ｃは油路をそれぞれ示す。
【００１７】
次に、全体の作動は、先ず、負荷圧力の低いアームシリンダ１０と負荷圧力の高い旋回モータ１２とを同時に操作する場合には、大ポペット４６の大ポペット部４６ｂが、作用力Ｆ１により図示（図５）位置から押圧降下されるピストン手段４２を介してパラレル通路２２のシート部２２ａに接触閉止されている間に、パラレル通路２２内の作動油がオリフィス４６ｄの絞り効果を介して所望の圧力まで昇圧されることにより、前記作動油により別の制御弁１６を介して、前記負荷圧力の高い旋回モータ１２が優先的に駆動される。一方、負荷圧力の低いアームシリンダ１０を単独で操作する場合には、前記大ポペット部４６ｂが、図６に示すように、パラレル通路２２内の作動油の圧力Ｐによってシート部２２ａからリフトされることにより、このリフトされた開口部６０を通り供給通路１４ｂへ流れる前記作動油を介して、前記負荷圧力の低いアームシリンダ１０が駆動される。なおこの場合、前記開口部６０の面積は、前記駆動を良好な省エネ性で達成するよう充分な大きさに設定されている。
【００１８】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、前記新規技術においても、なお、特定の条件下では、次に述べるような難点を発生することが判明した。
【００１９】
すなわち、前記新規技術によれば、前述したように、負荷圧力の高いアクチュエータを負荷圧力の低いアクチュエータより優先して駆動できると共に、しかもその構造を小形に構成することができる。
【００２０】
しかるに、前記新規技術においては、負荷圧力の低いアクチュエータの単独操作時−特に作動油の流量が大きい高速駆動時−に、装置の省エネ性および安定性が損われる場合があった。
【００２１】
すなわち、図６において、大ポペット４６の大ポペット部４６ｂとパラレル通路２２のシート部２２ａとの間の開口部６０に作動油が流れると、開口部６０にはいわゆるフローフォースと呼ばれる力が発生するので、大ポペット部４６ｂは、図示下向きの吸引力ｆを受けて図示のリフト位置Ｌから破線の吸引位置Ｌ１へと降下され、この結果、パラレル通路２２の圧力Ｐと供給通路１４ｂの圧力Ｐ１との間には圧力損失ΔＰが発生する。なお、この圧力損失ΔＰは、アームシリンダ１０の駆動に際して、エネルギを損失することは明らかである。
【００２２】
そこで、本発明の目的は、前述したピストン手段付ロードチェック弁を併設形成した（すなわち、負荷圧力の高いアクチュエータを負荷圧力の低いアクチュエータより優先して駆動できるように構成した）油圧制御弁装置において、装置全体を比較的小形に構成できると共に、しかも、負荷圧力の低いアクチュエータの単独操作時（特に、作動油の流量が大きい高速駆動時）にも装置の良好な省エネ性を達成することができる、油圧制御弁装置を提供することにある。
【００２３】
【課題を解決するための手段】
前記目的を達成するため、本発明に係る油圧制御弁装置は、パラレルに接続された複数の制御弁を介して複数のアクチュエータを１つのポンプで駆動する油圧回路における前記制御弁の中の特定の制御弁に、ピストン手段付ロードチェック弁を併設形成した油圧制御弁装置からなり、前記ピストン手段に前記特定の制御弁とは別の油圧装置からの信号圧力を作用させて前記ロードチェック弁を制御することにより、前記特定の制御弁に接続した特定のアクチュエータよりも別の制御弁に接続した別のアクチュエータを優先して駆動するように構成した油圧制御弁装置において、
前記ピストン手段は、受圧面積の大きい大ピストン部の圧力室と受圧面積の小さい小ピストン部の圧力室とこの小ピストン部の圧力室のピストン作用力を相殺する補償圧力室とから形成すると共に、
前記ロードチェック弁には、前記小ピストン部の圧力室と当該制御弁の供給通路との間を接続する接続部を形成し、
前記大ピストン部の圧力室には、別の油圧装置からの前記信号圧力を作用させ、前記小ピストン部の圧力室には、パラレル通路の圧力が特定の制御弁の供給通路圧力より低い際には前記特定の制御弁の供給通路圧力を作用させると共にパラレル通路の圧力が前記特定の制御弁の供給通路圧力より高い際にはパラレル通路の圧力ないしこの圧力と前記特定の制御弁の供給通路圧力との中間圧力を作用させ、前記補償圧力室には、小ピストン部の圧力室に作用する前記圧力をそのまま導入作用させると共に、
前記接続部は、前記ロードチェック弁が閉止している際にはブロックされフル開口している際には連通される
ように構成することを特徴とする。
【００２４】
従って、このような構成になる本発明によれば、先ず、負荷圧力の異なる複数のアクチュエータの同時駆動時に負荷圧力の低いアクチュエータのロードチェック弁のポペットに作用する作用力は、前記従来技術の場合と同様に、大ピストン部の圧力室の作用力を除きほぼ相殺される。従って、前記大ピストン部の圧力室の作用力は極めて小さくて良く、すなわち、前記大ピストン部の面積（すなわち、装置全体の構成）は可及的に小さく設定される。
【００２５】
また、負荷圧力の低いアクチュエータの単独駆動に際して大ポペットとパラレル通路との間の開口部に発生される圧力損失は−この場合、前記開口部の開口リフト量は、大ピストン部の圧力室と供給通路との間の接続部が連通されることによりフルリフト位置に保持されるので−、前記新規技術の場合とは異なり、最低限に維持される。従って、前記圧力損失に起因する難点、すなわち、装置駆動における省エネ性の悪化を防ぐことができる。
【００２６】
【実施例】
次に、本発明に係る油圧制御弁装置の実施例につき、添付図面を参照しながら以下詳細に説明する。なお、説明の便宜上、図４ないし図６に示す従来の構造と同一の構成部分には同一の参照符号を付し、詳細な説明は省略する。
【００２７】
先ず初めに、本発明に係る油圧制御弁装置は、前述したことから既に明らかであるが、本出願人の先の提案に係る前記新規技術の改良に関する。従って、以下の説明において、前記新規技術における記載と重複する部分がある。
【００２８】
図１において、先ず、本発明に係る油圧制御弁装置４０は、基本的には、パラレル通路２２に接続された２つ（複数）の制御弁１４，１６を介して２つのアクチュエータ（アームシリンダおよび旋回モータ）１０，１２を１つのポンプ２０で駆動する油圧回路において、その特定の制御弁１４に、ピストン手段４２を備えたロードチェック弁４４を併設形成し、そして、ピストン手段４２に前記とは別の制御弁１６からの信号圧力ｐをパイロット油路１６ｄから作用させて、ロードチェック弁４４を制御することにより、特定の制御弁１４に接続した特定のアクチュエータ１０よりも、別の制御弁１６に接続した別のアクチュエータ１２を、優先して駆動するよう構成されている。
【００２９】
すなわち、本発明は、前記構成において（以下、図２および図３を併せ参照）、ピストン手段４２には、受圧面積の大きい大ピストン部４２ｂの圧力室４２ｃと、受圧面積の小さい小ピストン部４２ｄの圧力室４２ｅと、この小ピストン部４２ｄの圧力室４２ｅのピストン作用力Ｆ３（後述される）を相殺する作用力Ｆ４を発生させるための延長小ピストン部４２ｆの補償圧力室４２ｇとから形成する。そして更に、ロードチェック弁４４には、小ピストン部４２ｄの圧力室４２ｅと当該制御弁１４の供給通路１４ｂとの間を接続する（圧力室４２ｅの上部外周拡大部４２ｅ′と大ポペット部４６ａの下部外周縦溝４６ａ′とからなる）接続部６２を形成する。
【００３０】
そして、このような構成において、大ピストン部４２ｂの圧力室４２ｃには、別の制御弁１６からの信号圧力ｐを作用させることにより、作用力Ｆ１を発生させ、小ピストン部４２ｄの圧力室４２ｅには、パラレル通路２２の圧力Ｐが特定の制御弁１４の供給通路１４ｂの圧力Ｐ１より低い際にはこの特定の制御弁１４の供給通路圧力Ｐ１を作用させると共に、パラレル通路２２の圧力Ｐが特定の制御弁１４の供給通路圧力Ｐ１より高い際にはパラレル通路の圧力Ｐないしこの圧力と前記特定の制御弁の供給通路圧力との中間圧力（実質的にはＰ）をそれぞれ作用させることにより、小ピストン部４２ｄに作用する前記作用力Ｆ３および大ポペット４６に作用するＦ５を発生させ、そして、補償圧力室４２ｇには、小ピストン部４２ｄの圧力室４２ｅに作用する前記圧力をそのまま導入することにより、前記作用力Ｆ３を相殺する反対方向の作用力Ｆ４を発生させる。そして大ポペット４６の円筒部４６ａの直径はシート部２２ａの直径より小さいが、ほぼ等しく構成し、更に、接続部６２は、ロードチェック弁４４が（その大ポペット部４６ｂをパラレル通路２２のシート部２２ａに接触してパラレル通路２２と供給通路１４との間の開口部６０を）閉止している際にはブロックされ、一方フル開口している際には連通されるように構成する。
【００３１】
なお、この場合、ロードチェック弁４４の大ポペット４６には、前記作用力Ｆ５に対向する作用力Ｆ２がパラレル通路２２の圧力Ｐにより作用している。また、小ピストン部４２ｄと延長小ピストン部４２ｆとは同一直径に構成されている。また、参照符号４２ａおよび４２ｈはそれぞれケーシングおよび油路を示す。
【００３２】
このように、本発明の油圧制御弁装置は、前記新規技術において、ロードチェック弁に、その小ピストン部の圧力室と供給通路との間を接続する接続部６２を設け、そしてこの接続部を、ロードチェック弁がフル開口している際に連通するように構成したものである。
【００３３】
従って、本発明によれば、この種の（すなわち、負荷圧力の高いアクチュエータを負荷圧力の低いアクチュエータより優先して駆動することができる）油圧制御弁装置において、先ず、その装置が小形化され得ることは、前記新規技術の場合と同様に、明らかある。
【００３４】
すなわち、前記構成において、大ポペット４６の円筒部４６ａの直径とシート部２２ａの直径がほぼ等しいので、大ポペット４６を開口しようとする作用力Ｆ２は、圧力室４２ｅで発生される作用力Ｆ５によってほぼ相殺されている。また、小ピストン部４２ｄと延長小ピストン部４２ｆの直径は等しいので、作用力Ｆ３とＦ４は完全に相殺される。換言すれば、圧力室４２ｃで発生されるべき作用力Ｆ１は極めて小さくて良く、従って、大ビストン部４２ｂの面積、すなわち、ピストン手段４２の大きさは可及的に小さく設定されることができる。
【００３５】
しかるに、本発明においては、前記効果と同時に、更に、前記新規技術においてなお発生されていた難点（すなわち、負荷圧力の低いアクチュエータの単独操作時における装置の省エネ性の低下）が解消される。
【００３６】
すなわち、開口部６０に作動油が流れると、大ポペット部４６ｂは、前述したように、フローフォースに起因する吸引力ｆを受けてリフト位置Ｌから降下されようとするが、しかるに、本発明においては、前記大ポペット部４６ｂは、圧力室４２ｅ内の圧力が（接続部６２が連通されていてパラレル通路２２の圧力Ｐより低い）供給通路１４ｂの圧力Ｐ１に近い圧力になることから、前記吸引力ｆとは逆向きの押上げ力ｆ′を受ける。従って、大ポペット部４６ｂは降下されることがない。すなわち、開口部６０における圧力損失ΔＰは実質的に無視される程度となり、この結果、装置駆動の省エネ性は良好な状態を維持することができる。
【００３７】
このように、本発明によれば、ピストン手段付ロードチェック弁を併設形成した（すなわち、負荷圧力の高いアクチュエータを負荷圧力の低いアクチュエータより優先して駆動できるように構成した）油圧制御弁装置において、装置全体を比較的小形に構成すると共に、しかも、負荷圧力の低いアクチュエータの単独操作時（特に、作動油の流量が大きい高速駆動時）にも良好な省エネ性を維持することができる油圧制御弁装置を提供することができる。
【００３８】
なお、本発明に係わる制御弁装置全体の基本的な構成およびその作動は、前記新規技術のそれと同一であり、従って重複するが、分り易くするため以下再度説明する。
【００３９】
先ず、制御弁１４自体は、基本的にはスプール１４ａによって作動油の方向が制御されるスプール弁であり、このスプール１４ａを信号圧力（図示せず）を介して左右いずれかに切換えることにより、パラレル通路２２およびロードチェック弁４４を介して、ポンプ２０に連通している供給通路１４ｂが、ポート１４ｃまたは１４ｄに接続され、ポンプ２０の吐出油をアームシリンダ１０に供給すると共に、アームシリンダ１０からの戻り油をタンク通路１４ｅまたは１４ｆを介してタンク２６に排出するように構成されている。
【００４０】
次に、ロードチェック弁４４は、基本的には、ピストン手段４２の構成に対応するように、大ポペット４６と小ポペット４８とからなる。そして、大ポペット４６は、その円筒部４６ａが圧力室４２ｅ内に摺動自在に介装されると共に、大ポペット部４６ｂでパラレル通路２２のシート部２２ａを開閉する。一方、小ポペット４８は、その円筒部４８ａが大ポペット４６の円筒部４６ａ内に摺動自在に介装されると共に、その小ポペット部４８ｂで大ポペット部４６ｂのシート部２２ｂを開閉する。なお、ピストン手段４２とロードチェック弁４４との間に介装されているばね４２ｉ，４２ｊは、いずれも微弱で、ピストン手段４２およびロードチェック弁４４の作動を妨げるものではない。また、参照符号の４６ｃは連通口を、４６ｄはオリフィスを、４８ｃは油路をそれぞれ示す。
【００４１】
そして、このロードチェック弁４４は、先ず、負荷圧力の低いアームシリンダ１０と負荷圧力の高い旋回モータ１２とを同時に操作する場合には、大ポペット４６の大ポペット部４６ｂが、作用力Ｆ１により図示（図２）位置から押圧降下されるピストン手段４２を介してパラレル通路２２のシート部２２ａに接触閉止されている間に、パラレル通路２２内の作動油がオリフィス４６ｄの絞り効果によって所望の圧力まで昇圧されることにより、前記作動油により別の制御弁１６を介して、前記負荷圧力の高い旋回モータ１２が優先的に駆動される。一方、負荷圧力の低いアームシリンダ１０を単独で操作する場合には、前記大ポペット部４６ｂが、図３に示すように、パラレル通路２２内の作動油の圧力Ｐによってシート部２２ａからリフトされることにより、このリフトされた開口部６０を通り供給通路１４ｂへ流れる前記作動油を介して、前記負荷圧力の低いアームシリンダ１０が駆動される。なおこの場合、前記開口部６０の面積は、前記駆動を良好な省エネ性で達成するよう充分な大きさに設定されている。
【００４２】
以上、本発明の好適な実施例について説明したが、本発明は前記実施例に限定されることなく、その精神を逸脱しない範囲内において多くの改良変更が可能である。
【００４３】
【発明の効果】
以上説明したように、本発明に係わる油圧制御弁装置は、パラレルに接続された複数の制御弁を介して複数のアクチュエータを１つのポンプで駆動する油圧回路における前記制御弁の中の特定の制御弁に、ピストン手段付ロードチェック弁を併設形成した油圧制御弁装置からなり、前記ピストン手段に前記特定の制御弁とは別の油圧装置からの信号圧力を作用させて前記ロードチェック弁を制御することにより、前記特定の制御弁に接続した特定のアクチュエータよりも別の制御弁に接続した別のアクチュエータを優先して駆動するように構成した油圧制御弁装置において、前記ピストン手段は、受圧面積の大きい大ピストン部の圧力室と受圧面積の小さい小ピストン部の圧力室とこの小ピストン部の圧力室のピストン作用力を相殺する補償圧力室とから形成すると共に、前記ロードチェック弁には、前記小ピストン部の圧力室と当該制御弁の供給通路との間を接続する接続部を形成し、前記大ピストン部の圧力室には、別の油圧装置からの前記信号圧力を作用させ、前記小ピストン部の圧力室には、パラレル通路の圧力が特定の制御弁の供給通路圧力より低い際には前記特定の制御弁の供給通路圧力を作用させると共にパラレル通路の圧力が前記特定の制御弁の供給通路圧力より高い際にはパラレル通路の圧力ないしこの圧力と前記特定の制御弁の供給通路圧力との中間圧力を作用させ、前記補償圧力室には、小ピストン部の圧力室に作用する前記圧力をそのまま導入作用させると共に、前記接続部は、前記ロードチェック弁が閉止している際にはブロックされフル開口している際には連通されるように構成した。
【００４４】
従って、このような構成になる本発明によれば、負荷圧力の高いアクチュエータを負荷圧力の低いアクチュエータより優先して駆動する油圧制御弁装置において、装置全体を比較的小形に形成すると共に、しかも、負荷圧力の低いアクチュエータの単独操作時（特に、作動油の流量が大きい高速駆動時）にも装置の省エネ性を良好に維持することが可能となる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明に係る油圧制御弁装置の一実施例を示す全体断面図である。
【図２】図１に示す油圧制御弁装置のロードチェック弁を示す拡大図である。
【図３】図１に示すロードチェック弁のリフト時の状態を示す、図２の部分図である。
【図４】従来の一般的な油圧制御弁装置を示す全体断面図である。
【図５】従来の（本出願人の提案に係る）新規な油圧制御弁装置のロードチェック弁を示す拡大図である。
【図６】図５に示すロードチェック弁のリフト時の状態を示す、図５の部分図である。
【符号の説明】
１０アームシリンダ
１２旋回モータ
１４制御弁
１４ａスプール
１４ｂ供給通路
１４ｃ，１４ｄポート
１４ｅ，１４ｆタンク通路
２０ポンプ
２２パラレル通路
２２ａシート部
２６タンク
４０油圧制御弁装置
４２ピストン手段
４２ａシリンダ部
４２ｂ大ピストン部
４２ｃ圧力室
４２ｄ小ピストン部
４２ｅ圧力室
４２ｅ′ 外周拡大部
４２ｆ延長小ピストン部
４２ｇ補償圧力室
４２ｈ油路
４２ｉ，４２ｊばね
４４ロードチェック弁
４６大ポペット
４６ａ円筒部
４６ａ′ 外周溝部
４６ｂ大ポペット部
４８小ポペット
４８ａ円筒部
４８ｂ小ポペット部
６０開口部
６２接続部[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a hydraulic control valve device configured to be able to preferentially drive an actuator having a high load pressure by regulating a supply passage of an actuator having a low load pressure when simultaneously driving a plurality of actuators having different load pressures. .
[0002]
[Prior art]
Generally, as shown in FIG. 4, a plurality (two in the illustrated example) of actuators 10 (for example, arm cylinders) and 12 (for example, a turning motor) are connected via respective control valves 14 and 16 connected by a parallel passage 22. In a hydraulic circuit driven by one pump 20, a hydraulic control valve device 30 is formed by adding a load check valve 34 having a piston means 32 to a specific control valve 14 among the control valves 14, 16, and A signal pressure p (selected from the two signal pressures 16a and 16b via the shuttle valve 16c) from another hydraulic device (for example, a control valve) 16 is supplied to the piston means 32 by the pilot oil. By controlling the load check valve 34 by operating from the path 16 d, the load check valve 34 is connected to another control valve 16 than the specific actuator 10 connected to the specific control valve 14. And apparatus configured to drive giving priority to another actuator 12 are known (e.g., see Japanese Patent Kokoku 6-1 27522).
[0003]
That is, in the device, first, the control valve 14 is switched to the left or right via a signal pressure (not shown) by the spool 14a, so that the pump is controlled via the parallel passage 22 and the load check valve 34. The supply passage 14b communicating with the pump 20 is connected to the port 14c or 14d, supplies oil discharged from the pump 20 to the arm cylinder 10, and returns oil from the arm cylinder 10 to the tank 26 via the tank passage 14e or 14f. Discharge.
[0004]
The piston means 32 includes a pressure chamber 32c defined in the cylinder portion 32a and having a large pressure receiving area on the side of the large piston portion 32b, and a pressure chamber 32e having a small pressure receiving area on the side of the small piston portion 32d. The load check valve 34 includes a large poppet 36 and a small poppet 38. The large poppet 36 has a large poppet portion 36a that opens and closes the seat portion 22a of the parallel passage 22, and the small poppet 38 has a large poppet. The poppet 36 has a small poppet portion 38a that is slidably inserted in the cylindrical portion 36b and opens and closes a communication port 36c in the large poppet portion 36a. The pressure chamber 32e communicates with the supply passage 14b through a peripheral groove 36d on the large poppet cylindrical portion 36b, while the pressure chamber 32c is connected to the signal pressure from the control valve 16 as described above. p is applied from the pilot oil passage 16d.
[0005]
Therefore, in such a hydraulic control valve device 30, when the arm cylinder 10 and the swing motor 12 are simultaneously operated, the load pressure of the arm cylinder 10 (that is, the pressure in the supply passage 14b) P1 If it is lower than the driving pressure P2), the large poppet portion 36a of the load check valve 34 is further lowered from the position shown in the figure according to the difference in the acting force between the two pressure chambers 32c and 32e. Then, since the large poppet 36 is pressed, the large poppet portion 36a keeps the contact with the sheet portion 22a closed. On the other hand, when the pressure P in the parallel passage becomes higher than the pressure P1 in the supply passage 14b, the small poppet portion 38a is lifted to open the communication port 36c. Accordingly, the hydraulic oil from the pump 20 (that is, in the parallel passage 22) is supplied to the supply passage 14b from the passage passing through the communication port 36c to drive the arm cylinder 10, but in this case, the oil in the parallel passage 22 is Since the pressure P is raised to a desired pressure by the orifice throttling effect because the orifice 36e is interposed in the passage, the hydraulic oil is required to drive the turning motor 12 through the control valve 16. Reach.
[0006]
When the load pressure P1 of the arm cylinder 10 is high enough to drive the swing motor 12, the piston means 32 lifts and returns to the position shown in the drawing. After the lift, the hydraulic oil from the pump 20 is also supplied to the supply passage 14b without restriction. Therefore, the arm cylinder 10 can be driven similarly to the turning motor 12.
[0007]
Thus, according to this type of device, an actuator having a high load pressure can be driven with a higher priority than an actuator having a low load pressure.
[0008]
However, the above-mentioned conventional apparatus has the following drawbacks, and improvement thereof has been demanded.
[0009]
That is, when the load pressure P1 of the arm cylinder 10 is low, the piston means 32 of the device keeps the large poppet portion 36a of the load check valve 34 pressed against the seat portion 22a. The acting force F1 of 32c = (pressure receiving area S1 of large piston portion 32b) × (signal pressure p) is the acting force F2 of seat portion 22a of large poppet portion 36a = (area S2 of seat portion 22a) × (in parallel passage 22). Pressure P2).
[0010]
However, in this case, in a hydraulic shovel or the like, the load pressure P2 of the normal swing motor is about 20 Mpa, and the signal pressure p is about 3 Mpa. Therefore, the area S1 of the large piston portion 32b is equal to the area of the seat portion 22a. Six times or more of S2 is required. For this reason, in the conventional hydraulic control valve device, the exposed cylinder portion 32a of the piston means 32 becomes particularly large, and as a result, there is a problem that the exposed cylinder portion 32a interferes with the piping of the ports 14c and 14d.
[0011]
Therefore, the present applicant has previously developed a new technology and proposed (Japanese Patent Application No. 8-35924) in order to overcome the above-mentioned difficulties.
[0012]
That is, in the hydraulic control valve device 40 (see FIG. 1) in which the above-described load check valve with piston means is additionally provided, as shown in FIG.
First, the piston means 42 includes a pressure chamber 42c of a large piston portion 42b having a large pressure receiving area, a pressure chamber 42e of a small piston portion 42d having a small pressure receiving area, and a piston acting force F3 of the pressure chamber 42e of the small piston portion (described later). And the compensation pressure chamber 42g of the extension small piston portion 42f for canceling
By applying a signal pressure p from another control valve 16 to the pressure chamber 42c of the large piston portion, an acting force F1 is generated, and the pressure chamber 42e of the small piston portion is When the pressure P is lower than the pressure P1 of the supply passage 14b of the specific control valve 14, the supply passage pressure P1 of the specific control valve is actuated, and the pressure P of the parallel passage 22 is changed to the supply passage pressure of the specific control valve. When the pressure is higher than P1, the acting force F3 and the acting force F5 are generated by applying the parallel passage pressure P or the intermediate pressure (substantially P) of the supply passage pressure of the specific control valve. Then, the pressure acting on the pressure chamber 42e of the small piston portion is directly introduced into the compensating pressure chamber 42g, so that the action force F3 is canceled. It is configured to generate a bidirectional acting force F4.
[0013]
In this case, an acting force F2 opposing the acting force F5 is generated (loaded) from the pressure P in the parallel passage 22 to the load check valve 44. The small piston 42d and the extended small piston 42f have the same diameter. Reference numerals 42a and 42h indicate a casing and an oil passage, respectively.
[0014]
Therefore, according to such a configuration, the acting force F2 for opening the load check valve 44 is almost or less due to the acting force F5, and the acting force F3 is substantially or possibly due to the acting force F4 generated in the pressure chamber 42e and the compensating pressure chamber 42g. Completely offset. In other words, the acting force F1 to be generated in the pressure chamber 42c may be extremely small, and as a result, the area of the large piston portion 42b, that is, the size of the piston means 42 is set as small as possible. That is, the difficult point can be solved.
[0015]
Incidentally, the configuration and overall operation of the load check valve of this new technology will be briefly described below.
[0016]
First, the load check valve 44 basically includes a large poppet 46 and a small poppet 48 corresponding to the configuration of the piston means 42. In the large poppet 46, the cylindrical portion 46a is slidably disposed in the pressure chamber 42e, and the large poppet portion 46b opens and closes the sheet portion 22a of the parallel passage 22. On the other hand, the small poppet 48 has its cylindrical portion 48a slidably interposed in the cylindrical portion 46a of the large poppet 46, and the small poppet portion 48b opens and closes the sheet portion 22b of the large poppet portion 46b. The springs 42i and 42j interposed between the piston means 42 and the load check valve 44 are both weak and do not hinder the operation of the piston means 42 and the load check valve 44. Reference numeral 46c indicates a communication port, 46d indicates an orifice, and 48c indicates an oil passage.
[0017]
Next, the overall operation is as follows. First, when the arm cylinder 10 having a low load pressure and the swing motor 12 having a high load pressure are simultaneously operated, the large poppet portion 46b of the large poppet 46 is illustrated by the action force F1 ( FIG. 5) The hydraulic oil in the parallel passage 22 is compressed to a desired pressure via the throttle effect of the orifice 46d while being closed by contact with the seat portion 22a of the parallel passage 22 via the piston means 42 pressed down from the position. By increasing the pressure, the swing motor 12 having the higher load pressure is preferentially driven by the hydraulic oil via another control valve 16. On the other hand, when the arm cylinder 10 with a low load pressure is operated alone, the large poppet portion 46b is lifted from the seat portion 22a by the pressure P of the hydraulic oil in the parallel passage 22, as shown in FIG. Thus, the arm cylinder 10 having the low load pressure is driven through the hydraulic oil flowing through the lifted opening 60 to the supply passage 14b. In this case, the area of the opening 60 is set to a sufficient size to achieve the driving with good energy saving.
[0018]
[Problems to be solved by the invention]
However, it has been found that even under the above-mentioned new technology, the following difficulties occur under specific conditions.
[0019]
That is, according to the new technology, as described above, an actuator having a high load pressure can be driven with a higher priority than an actuator having a low load pressure, and the structure can be reduced in size.
[0020]
However, in the above-described new technology, the energy saving performance and stability of the device may be impaired when the actuator with a low load pressure is operated alone, especially when the flow rate of the hydraulic oil is high and the actuator is driven at a high speed.
[0021]
That is, in FIG. 6, when hydraulic oil flows through the opening 60 between the large poppet portion 46b of the large poppet 46 and the sheet portion 22a of the parallel passage 22, a force called a so-called flow force is generated in the opening 60. Therefore, the large poppet portion 46b receives the downward suction force f in the drawing and is lowered from the illustrated lift position L to the suction position L1 indicated by the broken line. As a result, the pressure P in the parallel passage 22 and the pressure P1 in the supply passage 14b are reduced. , A pressure loss ΔP occurs. It is clear that the pressure loss ΔP causes energy loss when the arm cylinder 10 is driven.
[0022]
Therefore, an object of the present invention is to provide a hydraulic control valve device in which the above-described load check valve with piston means is provided in parallel (that is, an actuator having a high load pressure is driven in preference to an actuator having a low load pressure). In addition, the whole device can be configured to be relatively small, and good energy saving of the device can be achieved even when the actuator with a low load pressure is operated alone (particularly during high-speed driving with a large flow rate of hydraulic oil). And a hydraulic control valve device.
[0023]
[Means for Solving the Problems]
In order to achieve the above object, a hydraulic control valve device according to the present invention includes a specific hydraulic control circuit in a hydraulic circuit that drives a plurality of actuators with one pump through a plurality of control valves connected in parallel. The control valve comprises a hydraulic control valve device in which a load check valve with piston means is formed in parallel, and the load check valve is controlled by applying a signal pressure from a hydraulic device different from the specific control valve to the piston means. By doing so, in a hydraulic control valve device configured to preferentially drive another actuator connected to another control valve over a specific actuator connected to the specific control valve,
The piston means is formed from a pressure chamber of a large piston portion having a large pressure receiving area, a pressure chamber of a small piston portion having a small pressure receiving area, and a compensation pressure chamber for canceling a piston acting force of the pressure chamber of the small piston portion,
The load check valve has a connection portion that connects between the pressure chamber of the small piston portion and the supply passage of the control valve,
The signal pressure from another hydraulic device is applied to the pressure chamber of the large piston portion, and the pressure chamber of the small piston portion is actuated when the pressure of the parallel passage is lower than the supply passage pressure of the specific control valve. Act on the supply passage pressure of the specific control valve and, when the pressure of the parallel passage is higher than the supply passage pressure of the specific control valve, the pressure of the parallel passage or this pressure and the supply passage pressure of the specific control valve. And the pressure acting on the pressure chamber of the small piston portion is introduced directly into the compensation pressure chamber,
The connection is blocked when the load check valve is closed and communicated when the load check valve is fully open.
It is characterized by the following configuration.
[0024]
Therefore, according to the present invention having such a configuration, first, when a plurality of actuators having different load pressures are simultaneously driven, the acting force acting on the poppet of the load check valve of the actuator having a low load pressure is the same as that of the conventional art. Similarly to the above, the pressure is almost canceled out except for the acting force of the pressure chamber of the large piston portion. Therefore, the acting force of the pressure chamber of the large piston portion may be extremely small, that is, the area of the large piston portion (that is, the configuration of the entire apparatus) is set as small as possible.
[0025]
The pressure loss generated in the opening between the large poppet and the parallel passage when the actuator having the low load pressure is driven alone is-in this case, the opening lift amount of the opening is equal to the supply pressure of the pressure chamber of the large piston portion. The connection to the passage is maintained in the full lift position by communication, so that it is kept to a minimum, unlike the new technology. Therefore, it is possible to prevent a difficulty caused by the pressure loss, that is, a deterioration in energy saving in driving the apparatus.
[0026]
【Example】
Next, an embodiment of a hydraulic control valve device according to the present invention will be described in detail with reference to the accompanying drawings. For convenience of explanation, the same components as those of the conventional structure shown in FIGS. 4 to 6 are denoted by the same reference numerals, and detailed description is omitted.
[0027]
First, the hydraulic control valve device according to the present invention, which is already clear from the foregoing, relates to an improvement of the novel technology according to the earlier proposal of the present applicant. Therefore, in the following description, the new technology will be described. Ke Description and duplication Do There are parts.
[0028]
In FIG. 1, first, a hydraulic control valve device 40 according to the present invention basically includes two actuators (an arm cylinder and an arm cylinder) via two (plural) control valves 14 and 16 connected to a parallel passage 22. In a hydraulic circuit for driving the swing motors 10 and 12 by one pump 20, a load control valve 44 having a piston means 42 is formed in addition to the specific control valve 14, and the piston means 42 By controlling the load check valve 44 by applying the signal pressure p from another control valve 16 from the pilot oil passage 16 d, the control valve 16 can be controlled by another control valve 16 than the specific actuator 10 connected to the specific control valve 14. The other actuators 12 connected to the actuators are preferentially driven.
[0029]
That is, according to the present invention, the piston means 42 has a pressure chamber 42c of a large piston portion 42b having a large pressure receiving area and a small piston portion 42d having a small pressure receiving area in the above-described configuration (hereinafter, also refer to FIGS. 2 and 3). And a compensating pressure chamber 42g of an extended small piston portion 42f for generating an acting force F4 for canceling a piston acting force F3 (described later) of the pressure chamber 42e of the small piston portion 42d. . Further, the load check valve 44 is connected between the pressure chamber 42e of the small piston portion 42d and the supply passage 14b of the control valve 14 (the upper outer periphery enlarged portion 42e 'of the pressure chamber 42e and the large poppet portion 46a). A connection portion 62 (consisting of the lower peripheral vertical groove 46a ') is formed.
[0030]
In such a configuration, by applying a signal pressure p from another control valve 16 to the pressure chamber 42c of the large piston portion 42b, an acting force F1 is generated, and the pressure chamber 42e of the small piston portion 42d is generated. When the pressure P in the parallel passage 22 is lower than the pressure P1 in the supply passage 14b of the specific control valve 14, the supply passage pressure P1 of the specific control valve 14 is actuated, and the pressure P in the parallel passage 22 is reduced. When the pressure is higher than the supply passage pressure P1 of the specific control valve 14, the pressure P in the parallel passage or an intermediate pressure (substantially P) between this pressure and the supply passage pressure of the specific control valve is applied. , The acting force F3 acting on the small piston portion 42d and the acting force F5 acting on the large poppet 46, and the compensating pressure chamber 42g is provided with the small piston portion 42d. By directly introducing the pressure acting on the force chamber 42e, it is generated in the opposite direction acting force F4 to offset the acting force F3. The diameter of the cylindrical portion 46a of the large poppet 46 is smaller than the diameter of the seat portion 22a, but is substantially equal. Further, the connecting portion 62 is connected to the load check valve 44 (by connecting the large poppet portion 46b to the seat portion of the parallel passage 22). The opening 60 between the parallel passage 22 and the supply passage 14 in contact with the opening 22a is blocked when closed, while it is connected when fully opened.
[0031]
In this case, the large poppet 46 of the load check valve 44 is acted on by the pressure P in the parallel passage 22 with the acting force F2 opposed to the acting force F5. The small piston 42d and the extended small piston 42f have the same diameter. Reference numerals 42a and 42h indicate a casing and an oil passage, respectively.
[0032]
Thus, in the hydraulic control valve device of the present invention, in the above-described novel technology, the load check valve is provided with the connecting portion 62 for connecting the pressure chamber of the small piston portion and the supply passage, and the connecting portion is provided with the connecting portion 62. , When the load check valve is fully open.
[0033]
Therefore, according to the present invention, in a hydraulic control valve device of this kind (that is, an actuator having a high load pressure can be driven in preference to an actuator having a low load pressure), the device can first be downsized. This is clear as in the case of the new technology.
[0034]
That is, in the above configuration, since the diameter of the cylindrical portion 46a of the large poppet 46 is substantially equal to the diameter of the sheet portion 22a, the acting force F2 for opening the large poppet 46 is determined by the acting force F5 generated in the pressure chamber 42e. Almost offset. Since the small piston portion 42d and the extended small piston portion 42f have the same diameter, the acting forces F3 and F4 are completely canceled. In other words, the acting force F1 to be generated in the pressure chamber 42c may be extremely small, and therefore, the area of the large biston portion 42b, that is, the size of the piston means 42 can be set as small as possible. .
[0035]
However, in the present invention, at the same time as the above-mentioned effects, the difficulties (that is, the decrease in the energy-saving property of the device when the actuator with a low load pressure is operated alone) that is still occurring in the above-mentioned new technology are further eliminated.
[0036]
That is, when the hydraulic oil flows through the opening 60, the large poppet 46b is likely to be lowered from the lift position L by receiving the suction force f caused by the flow force, as described above. Since the large poppet 46b is close to the pressure P1 of the supply passage 14b because the pressure in the pressure chamber 42e (which is lower than the pressure P of the parallel passage 22 because the connecting portion 62 is communicated), the suction It receives a push-up force f 'opposite to the force f. Therefore, the large poppet 46b is not lowered. That is, the pressure loss ΔP at the opening 60 is substantially negligible, and as a result, the energy saving of driving the device can be maintained in a good state.
[0037]
As described above, according to the present invention, in the hydraulic control valve device in which the load check valve with the piston means is formed in parallel (that is, the actuator with the higher load pressure is driven in preference to the actuator with the lower load pressure). Hydraulic control that makes the whole device relatively small and can maintain good energy saving even when the actuator with low load pressure is operated alone (particularly during high-speed driving with a large flow rate of hydraulic oil) A valve device can be provided.
[0038]
The basic structure and operation of the entire control valve device according to the present invention are the same as those of the above-described novel technology, and are therefore duplicated, but will be described again below for easy understanding.
[0039]
First, the control valve 14 itself is basically a spool valve in which the direction of hydraulic oil is controlled by a spool 14a. By switching the spool 14a to either the left or the right via a signal pressure (not shown), A supply passage 14b communicating with the pump 20 is connected to the port 14c or 14d through the parallel passage 22 and the load check valve 44, and supplies the discharge oil of the pump 20 to the arm cylinder 10 and the supply oil from the arm cylinder 10. Is returned to the tank 26 via the tank passage 14e or 14f.
[0040]
Next, the load check valve 44 basically includes a large poppet 46 and a small poppet 48 so as to correspond to the configuration of the piston means 42. In the large poppet 46, the cylindrical portion 46a is slidably disposed in the pressure chamber 42e, and the large poppet portion 46b opens and closes the sheet portion 22a of the parallel passage 22. On the other hand, the small poppet 48 has its cylindrical portion 48a slidably interposed in the cylindrical portion 46a of the large poppet 46, and the small poppet portion 48b opens and closes the sheet portion 22b of the large poppet portion 46b. The springs 42i and 42j interposed between the piston means 42 and the load check valve 44 are both weak and do not hinder the operation of the piston means 42 and the load check valve 44. Reference numeral 46c indicates a communication port, 46d indicates an orifice, and 48c indicates an oil passage.
[0041]
When the arm cylinder 10 having a low load pressure and the swing motor 12 having a high load pressure are simultaneously operated, the load check valve 44 causes the large poppet portion 46b of the large poppet 46 to be actuated by the acting force F1. (FIG. 2) While being closed by contact with the seat portion 22a of the parallel passage 22 via the piston means 42 pressed down from the position, the hydraulic oil in the parallel passage 22 reaches a desired pressure by the throttle effect of the orifice 46d. When the pressure is increased, the swing motor 12 having a high load pressure is preferentially driven by the hydraulic oil via another control valve 16. On the other hand, when the arm cylinder 10 with a low load pressure is operated alone, the large poppet portion 46b is lifted from the seat portion 22a by the pressure P of the hydraulic oil in the parallel passage 22, as shown in FIG. Thus, the arm cylinder 10 having the low load pressure is driven through the hydraulic oil flowing through the lifted opening 60 to the supply passage 14b. In this case, the area of the opening 60 is set to a sufficient size to achieve the driving with good energy saving.
[0042]
The preferred embodiment of the present invention has been described above. However, the present invention is not limited to the above-described embodiment, and many improvements and modifications can be made without departing from the spirit of the present invention.
[0043]
【The invention's effect】
As described above, the hydraulic control valve device according to the present invention provides a specific control among the control valves in a hydraulic circuit that drives a plurality of actuators with one pump via a plurality of control valves connected in parallel. A valve is provided with a hydraulic control valve device in which a load check valve with piston means is formed, and the load check valve is controlled by applying a signal pressure from a hydraulic device different from the specific control valve to the piston means. Thereby, in a hydraulic control valve device configured to drive a different actuator connected to another control valve with priority over a specific actuator connected to the specific control valve, the piston means may have a pressure receiving area. Compensation for canceling the piston working force of the large piston pressure chamber and the small piston pressure chamber with a small pressure receiving area and the small piston pressure chamber And the load check valve, the load check valve has a connection portion that connects between the pressure chamber of the small piston portion and the supply passage of the control valve, and the pressure chamber of the large piston portion has And applying the signal pressure from another hydraulic device to the pressure chamber of the small piston portion, when the pressure of the parallel passage is lower than the supply passage pressure of the specific control valve, the supply passage of the specific control valve. When the pressure is applied and the pressure in the parallel passage is higher than the supply passage pressure of the specific control valve, the pressure in the parallel passage or an intermediate pressure between this pressure and the supply passage pressure of the specific control valve is applied, The pressure acting on the pressure chamber of the small piston portion is directly introduced into the compensation pressure chamber, and the connection portion is blocked and fully opened when the load check valve is closed. And configured to be communicated to.
[0044]
Therefore, according to the present invention having such a configuration, in a hydraulic control valve device that drives an actuator having a high load pressure in preference to an actuator having a low load pressure, the entire device is formed relatively small, and Even when the actuator with a low load pressure is operated alone (particularly during high-speed driving with a large flow rate of hydraulic oil), it is possible to maintain good energy saving of the device.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an overall sectional view showing an embodiment of a hydraulic control valve device according to the present invention.
FIG. 2 is an enlarged view showing a load check valve of the hydraulic control valve device shown in FIG.
FIG. 3 is a partial view of FIG. 2, showing a state of the load check valve shown in FIG. 1 at the time of lifting.
FIG. 4 is an overall sectional view showing a conventional general hydraulic control valve device.
FIG. 5 is an enlarged view showing a load check valve of a conventional new hydraulic control valve device (proposed by the present applicant).
6 is a partial view of FIG. 5, showing a state of the load check valve shown in FIG. 5 at the time of lifting.
[Explanation of symbols]
10 Arm cylinder
12 Swing motor
14 Control valve
14a spool
14b supply passage
14c, 14d port
14e, 14f Tank passage
20 pumps
22 Parallel passage
22a seat part
26 tanks
40 Hydraulic control valve device
42 piston means
42a cylinder
42b Large piston
42c pressure chamber
42d small piston
42e pressure chamber
42e 'outer periphery enlarged part
42f extension small piston part
42g compensation pressure chamber
42h oilway
42i, 42j spring
44 Load Check Valve
46 Large Poppet
46a cylindrical part
46a 'Outer peripheral groove
46b large poppet
48 Small Poppet
48a cylindrical part
48b Small poppet
60 opening
62 Connection

Claims

A hydraulic control valve in which a load check valve with a piston means is formed in addition to a specific control valve among the control valves in a hydraulic circuit that drives a plurality of actuators with one pump via a plurality of control valves connected in parallel. By controlling the load check valve by applying a signal pressure from a hydraulic device different from the specific control valve to the piston means, the piston means is more controlled than a specific actuator connected to the specific control valve. In a hydraulic control valve device configured to preferentially drive another actuator connected to another control valve,
The piston means is formed from a pressure chamber of a large piston portion having a large pressure receiving area, a pressure chamber of a small piston portion having a small pressure receiving area, and a compensation pressure chamber for canceling a piston acting force of the pressure chamber of the small piston portion,
The load check valve has a connection portion that connects between the pressure chamber of the small piston portion and the supply passage of the control valve,
The signal pressure from another hydraulic device is applied to the pressure chamber of the large piston portion, and the pressure chamber of the small piston portion is actuated when the pressure of the parallel passage is lower than the supply passage pressure of the specific control valve. Act on the supply passage pressure of the specific control valve and, when the pressure of the parallel passage is higher than the supply passage pressure of the specific control valve, the pressure of the parallel passage or this pressure and the supply passage pressure of the specific control valve. And the pressure acting on the pressure chamber of the small piston portion is introduced directly into the compensation pressure chamber,
The hydraulic control valve device, wherein the connection portion is configured to be blocked when the load check valve is closed and communicated when the load check valve is fully opened.