JP2005140253A - 油圧制御装置 - Google Patents

Abstract

【課題】負荷圧力が大きくなるのに伴って流量が減少するように流量特性を変化させ、慣性負荷を流量制御するときのハンチングの発生を抑制。
【解決手段】第２流路３３１，３３２内の圧力に応じて第１流路３３０の圧力を制御する絞り３５９と、絞り３５９を閉じる圧力室３６４とを有するコンペンセータ３０２と、これらとは独立して作動し、第２流路内の圧力が他連の最高負荷圧力よりも高い場合に第１流路の圧力を第２流路の圧力上昇に伴って一定の比率で第２流路圧より低い圧力まで減圧して最高負荷圧力ポート３８０に供給する切換弁３０３とを備え、切換弁３０３を、最高負荷圧力ポートの圧力と第２流路の圧力との偏差によってスライドさせて第１流路の圧力を最高負荷圧力ポートに導いて最高負荷圧力とする機能と、スライドによって最高負荷圧力ポートの圧力を圧力室に導いて絞りを制御する機能とを持つように構成し、負荷圧依存の流量制御特性とする。
【選択図】図１３

Description

本願発明は、例えば、油圧ショベルや油圧クレーン等の建設機械に用いられる多連型の流量制御システムにおける油圧制御装置に関するものである。

従来より、油圧ショベルや油圧クレーン等の建設機械には、多連型の流量制御システムが採用されている。このような流量制御システムには、１つの給油ポンプから吐出される加圧された作動油を複数の油圧制御装置に供給し、各油圧制御装置に接続されているそれぞれのアクチュエータを駆動するというものがある。

この流量制御システムでは、ロードセンシング機能を備えるものが知られている。このロードセンシング機能は、例えば、多連型の流量制御システムにおいて可変容量形の油圧ポンプを使用して、複合駆動される各アクチュエータの負荷圧力の中から最高の負荷圧力（以下、「最高負荷圧力」という）を検出し、油圧ポンプの吐出圧がその最高負荷圧力よりも所定値だけ高くなる（差が一定となる）ようにポンプの吐出圧を制御する制御方式である。

これにより、例えば、異なる圧力の作動油で駆動されるシリンダやモータ等のアクチュエータを備え、しかもその駆動圧力が変化するような機械において、１つの給油ポンプから吐出された作動油でこれらのアクチュエータを駆動する場合でも、多連の中の最高負荷圧力よりも所定値だけ高い吐出圧の作動油を常に供給するようにできる。

また、このような制御方式を採用することにより、各アクチュエータに十分な油圧が供給されるだけではなく、油圧ポンプは、たえず必要な限度で油圧を供給することとなり、動力消費を低く押えることができる。

図２３は、この種のロードセンシング機能を備えた油圧制御装置として本出願人が先に出願した従来の油圧制御装置の構成を示す断面図である。図示するように、この油圧制御装置９００の本体９０５には、直径Ｄ１，深さＬ１の第１シリンダ部、直径Ｄ２，深さＬ２の第２シリンダ部および直径Ｄ３，深さＬ３の第３シリンダ部が同軸上に連続して設けられており、これらでケーシング穴９０６が形成されている。第２シリンダ部と第３シリンダ部の連結部には、段差が設けられている。第２シリンダ部の下部側面には、流路９３１および流路９３２と連通する開口部が設けられている。第３シリンダ部の下部には、ポンプポートと連通する流路９３０が設けられている。これらの流路９３０，９３１，９３２の合流する位置に、調整弁９１０が設けられている。

本体９０５との間で調整弁９１０を収納する略円筒状のスリーブ９７０は、下方に開口部を有する直径Ｄ２の略円筒状に形成されている。スリーブ９７０は、本体９０５に設けられたケーシング穴９０６に挿入され、フランジ９７０ａによって本体９０５に固定される。このスリーブ９７０内に調整弁９１０が収納される。調整弁９１０は、直径Ｄ４の円柱状のピストンに形成されており、その下部に直径Ｄ３の絞り９５９を備えている。

調整弁９１０には、コンペンセータ９０２と切換弁９０３とが設けられている。コンペンセータ９０２には、切換弁９０３がコンペンセータ９０２の軸方向と交差する方向に設けられている。コンペンセータ９０２の上部とスリーブ９７０との間には圧力室９６４が形成され、この圧力室９６４は孔９５０で切換弁９０３の孔９５４と連通している。また、孔９５４と流路９３０とは孔９５６で連通している。孔９５４は孔９５１でコンペンセータ９０２の外側と連通している。孔９５４内にはシャトル９５５が設けられており、このシャトル９５５は各孔から作用する圧力がバランスするように孔９５４内で移動する。このシャトル９５５が移動することにより切換弁９０３として機能する。コンペンセータ９０２はスリーブ９７０の軸方向に移動可能で、シャトル９５５はコンペンセータ９０２の軸方向と交差する方向に移動可能である。スリーブ９７０と本体９０５との間は、シール９７３およびシール９７４によってシールされている。

また、スリーブ９７０には、半径方向に貫通する第２孔９７２が設けられている。第１シリンダ部の側部の本体９０５には、最高負荷圧力ポート９８０（以下、「ＰＬＳポート９８０」という）が設けられている。このＰＬＳポート９８０の最高負荷圧力ＰＬＳは、第２孔９７２を通じてスリーブ９７０の内側へと導かれる。これにより、第２孔９７２と前記孔９５１とが連通する。

前記スリーブ９７０の圧力室９６４には、ＰＬＳポート９８０又は流路９３２から流量制御システム内の最高負荷圧力ＰＬＳが供給される。この図では、自連が最高負荷圧力の場合を示しており、流路９３２の圧力が流路９６１から孔９５０を介して圧力室９６４に導かれている。

したがって、調整弁９１０の上部には、最高負荷圧力ＰＬＳが作用して生じる力ＰＬＳ×ＳＤ４（但し、ＳＤ４は、最高負荷圧力ＰＬＳが作用する調整弁９１０の直径Ｄ４の上面の面積）に、調整弁９１０の位置に応じて決まるバネ９６５の弾性力Ｆを加算した力（ＰＬＳ×ＳＤ４＋Ｆ）が作用して、調整弁９１０を下向きに付勢している。また、調整弁９１０の下部には、ポンプポートと連通する流路９３０に流れ込む作動油による力Ｐ２１×ＳＤ３（但し、Ｐ２１は、流路１３０内の圧力。ＳＤ３は、圧力Ｐ２１が作用する調整弁９１０の直径Ｄ３の下面の面積）が作用して、調整弁９１０を上向きに付勢している（この時、圧力Ｐ２１＝圧力Ｐ３１となっている。）。

また、流路９３０から孔９５６を介して切換弁９０３に作動油が供給され、この作動油の圧力によってシャトル９５５が移動して、孔９５１と第２孔９７２とを介してＰＬＳポート９８０に最高負荷圧力の作動油が供給されている。なお、他連が最高負荷圧力の場合、ＰＬＳポート９８０から最高負荷圧力の作動油が孔９５１を介して孔９５４内に導かれ、その圧力でシャトル９５５が移動して孔９５０から圧力室９６４に作動油が導かれて調整弁９１０で絞り９５９が閉じる方向に付勢される。

つまり、この油圧制御装置９００によれば、調整弁９１０の上下方向からＰＬＳポート９８０の圧力と流路９３０の圧力とが作用し、ＰＬＳポートの圧力と負荷圧流路９３１，９３２の圧力により切換弁９０３が移動して調整弁９１０の位置が調整され、ＰＬＳポート９８０から調整弁９１０内に作動油が導かれるか、ポンプポートと連通する流路９３０からＰＬＳポート９８０へ作動油が供給されるかが制御される。そして、このＰＬＳポート９８０の圧力に応じてロードセンシング機能を発揮するように構成されている（特許文献１参照。）。

なお、他の従来技術として、最高負荷圧力をタンクに導く管路に一対の絞りを設け、この一対の絞りにより修正された最高負荷圧力を圧力補償部に閉方向の制御力として導く信号管路を設けることにより、画一的な流量特性に修正を加えて各種アクチュエータに見合った流量特性を容易に得ることができるようにした流量制御装置がある（例えば、特許文献２参照。）。

また、その他の従来技術として、走行用油圧モータを駆動する油圧回路において、旋回走行時の制動側の負荷圧低下を相殺するために、圧力補償弁の負荷圧圧力が作用する受圧部の受圧面積を、入口側圧力が作用する受圧部の受圧面積よりも大きくしたものがある（例えば、特許文献３参照。）。
国際公開ＷＯ−０２／２９２５６号公報（第１４〜１８頁、図３） 特許第３１７９５９６号公報（図１、図２） 特開平５−１７２１０８号公報（第１頁、図１）

ところで、前記したような油圧制御装置９００にあっては、負荷圧が大きくなっても流量が定であるため制御システムが振動を起こした場合も変動速度が減衰しない。

そのため、負荷圧力が大きくなるのに伴って流量が減少するように流量特性を変化させたい場合がある。このように流量特性を変化させるために、流量を少なくしたい高圧領域ほどポンプ圧力と負荷圧との差圧を小さくして、負荷圧力の増加に伴って負荷への流量が減少する特性とすることによって、慣性体制御時等に、振動が持続する原因となる負荷が大きい場合の制御速度を低下させて振動現象を抑制することができる。

しかしながら、前記油圧制御装置９００（特許文献１）は、負荷圧力が変化しても常に一定の流量を確保するものであり、流量特性を変化させることはできない。

また、前記特許文献２では、圧力補償部の導入管路に絞りを設けることによって流量特性を変化させようとしているが、圧力補償部に信号管路を形成するためには構造が複雑になり、流量制御装置を形成する構造物の加工に時間と労力を要してしまう。しかも、複雑な動きのアクチュエータを駆動するための流量制御装置となるので小型化するのは難しく、使用条件が限られてしまう。

さらに、前記特許文献３では、圧力補償部の負荷圧力が作用する受圧部の受圧面積を、入口側圧力が作用する受圧部の受圧面積よりも大きくしているので、本願発明のように、負荷圧力が高くなるほどポンプ流量を小さくする特性は得られない。

一方、可変容量ポンプと組合わせて用いるロードセンシング機能を備えた流量制御システムでは、一般に慣性が大きいものを負荷とするとき、ハンチングが起こりやすい。しかも、このような流量制御システムでは、負荷圧のフィードバック制御で流量を制御しているため、一旦、ハンチングが発生すると容易に抑えられない。このようなハンチングを防止してロードセンシング機能を発揮するための方法として、油圧ポンプから絶えず供給される作動油を最高負荷圧力信号から常時ブリードオフさせる量を増やす方法がある。

しかしながら、この方法の場合、ハンチングが発生し易い負荷を効果的に制御するためには非常に大きなブリードオリフィスを選定する必要があり、常時、余分な流量をブリードオフさせて消費することとなって、効率の悪い流量制御システムとなる。

本願発明の目的は、ロードセンシング機能を備える多連型の流量制御システムに使用される油圧制御装置であって、小型で、且つ、流量特性を変化させて省エネルギを図ることができる油圧制御装置を提供することにある。

そこで、前記目的を達成するために、本願発明に係る油圧制御装置は、可変容量形ポンプで駆動する複数のアクチュエータの負荷圧力の中の最高負荷圧力を検出し、当該検出した最高負荷圧力よりも所定値だけ高くなるように前記可変容量形ポンプの吐出圧力を制御するロードセンシング機能を備えた多連型の流量制御システムに使用され、当該システム内の最高負荷圧力が供給される最高負荷圧力ポートを備える油圧制御装置において、前記可変容量形ポンプのポンプポートと可変オリフィスを介して連通する第１流路が入力ポートに接続され、アクチュエータと連通する第２流路が出力ポートに接続され、当該第２流路内の圧力に応じて前記第１流路の圧力を制御するために開口量が変化する絞りと、当該絞りを閉じる方向に力を作用させる圧力室とを有するコンペンセータと、前記可変オリフィス及びコンペンセータとは独立して作動し、前記第２流路内の圧力が当該システム内の他の連の最高負荷圧力よりも高い場合に前記第１流路の圧力を前記第２流路の圧力まで減圧し、当該減圧された圧力を前記最高負荷圧力ポートに供給する切換弁とを備え、当該切換弁を前記コンペンセータに内蔵するとともに、当該切換弁を、前記最高負荷圧力ポートの圧力と第２流路の圧力との偏差によってスライドし、当該スライドによって第１流路の圧力を最高負荷圧力ポートに導いて最高負荷圧力とする機能と、スライドによって最高負荷圧力である当該連の第２流路の圧力をコンペンセータの圧力室に導いて前記絞りを閉じる機能とを有するように構成し、当該切換弁から前記最高負荷圧力ポートに連なる流路に中間絞りを設けている。

このような構成によれば、コンペンセータとは独立して作動する切換弁で流量制御システム内の最高負荷圧力の更新を常時行うことができるので、流量制御システムにおける最高負荷圧力と実際の油圧制御装置内の最高負荷圧力との間に偏差が生じるのを防止することができる。しかも、切換弁から最高負荷圧力ポートに連なる流路に設けた中間絞りにより、流量を少なくしたい高圧領域ほどポンプ圧力と負荷圧との差圧を小さくできるので、負荷圧力が大きくなるのに伴って流量が減少するように流量特性を変化させることができる、圧力変動現象の制振効果がある。

また、この油圧制御装置において、前記コンペンセータに、前記第１流路と切換弁とを連通させる第１孔と、前記最高負荷圧力ポートと切換弁とを連通させる第２孔とを設け、前記切換弁を、当該第１孔内の圧力と、当該第２孔内の圧力と、前記第２流路内の圧力との高低に応じてコンペンセータとは独立して作動するように構成し、前記第２流路内の圧力が当該システム内の他の連の最高負荷圧力よりも高い場合には前記第１孔を第２孔と連通させて第２流路内の圧力でコンペンセータが絞りを閉じる方向に圧力を作用させる流路と、第２流路内の圧力が当該システム内の他の連の最高負荷圧力よりも低い場合には第１孔を閉じて第２孔に当該システム内の他の連の最高負荷圧力を導いてコンペンセータが絞りを閉じる方向に圧力を作用させる流路とを設ければ、第１流路の圧力と第２流路の圧力と最高負荷圧力との高低によって作動する切換弁で最高負荷圧力の調節を常時行うことができ、また、この切換弁の絞り機能で第１流路の圧力を第２流路の圧力まで調圧作動しながら最高負荷圧力ポートへ導くので、ロードセンシング機能を発揮させるためにコンペンセータに内蔵させた切換弁の部品点数を少なくして、装置の小型化を図った油圧制御装置を提供することができる。

さらに、この油圧制御装置において、前記切換弁が移動する孔をコンペンセータの軸方向と交差する方向に設け、当該孔と連通するようにコンペンセータの外周に向けて前記第２孔を貫通させて設け、当該第２孔に前記中間絞りを設ければ、コンペンセータの動作に影響されることなく切換弁を交差方向に移動させることができるとともに、コンペンセータの移動方向と交差する方向に設けた第２孔に中間絞りを容易に形成することができ、簡単な構成で流量特性を変化させることができる。

また、他の本願発明に係る油圧制御装置は、可変容量形ポンプで駆動する複数のアクチュエータの負荷圧力の中の最高負荷圧力を検出し、当該検出した最高負荷圧力よりも所定値だけ高くなるように前記可変容量形ポンプの吐出圧力を制御するロードセンシング機能を備えた多連型の流量制御システムに使用され、当該システム内の最高負荷圧力が供給される最高負荷圧力ポートを備える油圧制御装置において、前記可変容量形ポンプのポンプポートと可変オリフィスを介して連通する第１流路が入力ポートに接続され、アクチュエータと連通する第２流路が出力ポートに接続され、当該第２流路内の圧力に応じて前記第１流路の圧力を制御するために開口量が変化する絞りと、当該絞りを閉じる方向に力を作用させる圧力室とを有するコンペンセータと、前記可変オリフィス及びコンペンセータとは独立して作動し、前記第２流路内の圧力が当該システム内の他の連の最高負荷圧力よりも高い場合に前記第１流路の圧力を前記第２流路の圧力まで減圧し、当該減圧された圧力を前記最高負荷圧力ポートに供給する切換弁とを備え、当該切換弁を前記コンペンセータに内臓してコンペンセータと一体的に移動するように構成し、当該切換弁を、前記最高負荷圧力ポート側を大径部に形成し前記第２流路側を小径部に形成して、最高負荷圧力ポート側の受圧面積が前記第２流路側の受圧面積よりも大きくなるように構成し、当該切換弁の小径部受圧面積に前記第２流路内の圧力が作用して生じる推力が、当該切換弁の大径部受圧面積にシステム内の他の連の最高負荷圧力が作用して生じる推力よりも大きい場合に前記第１流路の圧力を前記第２流路の圧力より一定の比率分だけ低い圧力まで調圧作動によって減圧して前記最高負荷圧力ポートに供給する流路と、当該切換弁の大径部受圧部に前記最高負荷圧力ポートの圧力が作用して生じる推力が、当該切換弁の小径部受圧面積に前記第２流路内の圧力が作用して生じる推力よりも大きい場合に当該最高負荷圧力ポートの圧力を前記コンペンセータが前記絞りを閉じる方向に移動するように前記圧力室に供給する流路とを設けている。

このような構成によっても、コンペンセータとは独立して作動する切換弁で流量制御システム内の最高負荷圧力の更新を常時行うことができるので、流量制御システムにおける最高負荷圧力と実際の油圧制御装置内の最高負荷圧力との間に偏差が生じるのを防止することができる。しかも、切換弁に作用する最高負荷圧力ポート側の受圧面積が第２流路側の受圧面積よりも大きいので、負荷圧力が大きくなるのに伴って流量が減少するように流量特性を変化させることができ、流量を少なくしたい高圧領域ほどポンプ圧力と負荷圧との差圧を小さくして、流量が減少する特性にできる。

また、この油圧制御装置において、前記コンペンセータに、前記第１流路と切換弁とを連通させる第１孔と、前記最高負荷圧力ポートと切換弁とを連通させる第２孔とを設け、前記切換弁を、当該第１孔内の圧力と、当該第２孔内の圧力と、前記第２流路内の圧力との高低に応じてコンペンセータとは独立して作動するように構成し、当該切換弁の小径部受圧面積に前記第２流路内の圧力が作用して生じる推力が当該切換弁の大径部にシステム内の他の連の最高負荷圧力が作用して生じる推力よりも大きい場合には前記第１孔を第２孔と連通させて第２流路内の圧力でコンペンセータが絞りを閉じる方向に圧力を作用させる流路と、切換弁の小径部に第２流路内の圧力が作用して生じる推力が当該切換弁の大径部にシステム内の他の連の最高負荷圧力が作用して生じる推力よりも小さい場合には第１孔を閉じて第２孔に当該システム内の他の連の最高負荷圧力を導いてコンペンセータが絞りを閉じる方向に圧力を作用させる流路とを設け、当該切換弁の大径部と小径部との間の段差部位の圧力を抜く抜き孔を設ければ、第１流路の圧力と第２流路の圧力と最高負荷圧力との高低によって作動する切換弁で最高負荷圧力の調節を常時行うことができ、また、この切換弁の絞り機能で第１流路の圧力を第２流路の圧力まで調圧作動しながら最高負荷圧力ポートへ導くので、ロードセンシング機能を発揮させるためにコンペンセータに内蔵させた切換弁の部品点数を少なくして、装置の小型化を図った油圧制御装置を提供することができる。

さらに、この油圧制御装置において、前記切換弁が移動する孔をコンペンセータの軸方向と交差する方向に設け、前記抜き孔を、切換弁が移動する孔からコンペンセータの軸方向に設けた抜き孔と、当該コンペンセータの外周に設けた溝部とで構成すれば、簡単な加工で切換弁の大径部と小径部との間の圧力を排油ラインに逃がして、切換弁の安定した減圧作動を保つことができる。

また、他の本願発明に係る油圧制御装置は、可変容量形ポンプで駆動する複数のアクチュエータの負荷圧力の中の最高負荷圧力を検出し、当該検出した最高負荷圧力よりも所定値だけ高くなるように前記可変容量形ポンプの吐出圧力を制御するロードセンシング機能を備えた多連型の流量制御システムに使用され、当該システム内の最高負荷圧力が供給される最高負荷圧力ポートを備える油圧制御装置において、前記可変容量形ポンプのポンプポートと可変オリフィスを介して連通する第１流路が入力ポートに接続され、アクチュエータと連通する第２流路が出力ポートに接続され、当該第２流路内の圧力に応じて前記第１流路の圧力を制御するために開口量が変化する絞りと、当該絞りを閉じる方向に力を作用させる圧力室とを有するコンペンセータと、前記可変オリフィス及びコンペンセータとは独立して作動し、前記第２流路内の圧力が当該システム内の他の連の最高負荷圧力よりも高い場合に前記第１流路の圧力を前記第２流路の圧力まで減圧し、当該減圧された圧力を前記最高負荷圧力ポートに供給する切換弁とを備え、当該切換弁を前記コンペンセータに内蔵するとともに、当該切換弁を、前記最高負荷圧力ポートの圧力と第２流路の圧力との偏差によってスライドし、当該スライドによって第１流路の圧力を最高負荷圧力ポートに導いて最高負荷圧力とする機能と、スライドによって最高負荷圧力ポートの圧力をコンペンセータの圧力室に導いて前記絞りを閉じる機能とを有するように構成し、前記コンペンセータを、圧力室の受圧面を大径に形成し前記第１流路側の受圧面を小径に形成している。

このような構成によっても、コンペンセータとは独立して作動する切換弁で流量制御システム内の最高負荷圧力の更新を常時行うことができるので、流量制御システムにおける最高負荷圧力と実際の油圧制御装置内の最高負荷圧力との間に偏差が生じるのを防止することができる。また、部品点数が減り、装置の小型化を図ることができる。しかも、コンペンセータに作用する第２流路側の受圧面積が第１流路側の受圧面積よりも大きいので、流量を少なくしたい高圧領域ほどポンプ圧力と負荷圧との差圧を小さくして、負荷圧力が大きくなるのに伴って流量が減少するように流量特性を変化させることができ、流量が減少する特性にできる。

また、この油圧制御装置において、前記コンペンセータが移動するスリーブを設け、当該スリーブを、前記コンペンセータの大径部が移動する大径スリーブと、前記コンペンセータの小径部が移動する小径スリーブとで形成すれば、第２流路側の受圧面積が第１流路側の受圧面積よりも大きくなるように形成されたコンペンセータをスリーブ内に容易に組むことができ、迅速な組立作業が可能な油圧制御装置を構成することができる。

さらに、この油圧制御装置において、前記コンペンセータに、前記第１流路と切換弁とを連通させる第１孔と、前記最高負荷圧力ポートと切換弁とを連通させる第２孔とを設け、前記切換弁を、当該第１孔内の圧力と、当該第２孔内の圧力と、前記第２流路内の圧力との高低に応じてコンペンセータとは独立して作動するように構成し、前記第２流路内の圧力が当該システム内の他の連の最高負荷圧力よりも高い場合には前記第１孔を第２孔と連通させて第２流路内の圧力でコンペンセータが絞りを閉じる方向に圧力を作用させる流路と、第２流路内の圧力が当該システム内の他の連の最高負荷圧力よりも低い場合には第１孔を閉じて第２孔に当該システム内の他の連の最高負荷圧力を導いてコンペンセータが絞りを閉じる方向に圧力を作用させる流路とを設ければ、第１流路の圧力と第２流路の圧力と最高負荷圧力との高低によって作動する切換弁で最高負荷圧力の調節を常時行うことができ、また、この切換弁の絞り機能で第１流路の圧力を第２流路の圧力まで調圧作動しながら最高負荷圧力ポートへ導くので、ロードセンシング機能を発揮させるためにコンペンセータに内蔵させた切換弁の部品点数を少なくして、装置の小型化を図った油圧制御装置を提供することができる。

また、この油圧制御装置において、前記切換弁が移動する孔をコンペンセータの軸方向と交差する方向に設ければ、コンペンセータの動作に影響されることなく切換弁を交差方向に移動させることができ、切換弁の安定した動作を保つことができる。

本願発明に係る油圧制御装置によれば、コンペンセータに内蔵されて独立して動作する切換弁により、流量制御システム内の最高負荷圧力の更新を常時行うことができる。これにより、流量制御システムにおける最高負荷圧力と実際の油圧制御装置内の最高負荷圧力との間に偏差が生じるのを防止することができる。しかも、負荷圧力が大きくなるのに伴って負荷への流量が減少するように流量特性を変化させることが可能となる。

以下、本願発明の実施形態を図面に基づいて説明する。
（Ａ）第１実施形態
図１は本願発明の第１実施形態に係る油圧制御装置を使用した多連型の流量制御システムを示す系統図である。図２は図１に示す油圧制御装置の要部を示す断面図である。図３は図２に示す中間絞り部分の拡大図である。以下の実施形態では、多連型の流量制御システムの一例として２連の流量制御システムを例にして説明する。

図１に示す流量制御システム１は、可変容量形ポンプ制御部１０から伸びる給油ライン５０が各油圧制御装置１００，２００のポンプポート１２０，２２０に接続されている。各油圧制御装置１００，２００のタンクポート１２１，２２１は、排油ライン５１を介してタンク１６に接続されている。各流量制御部１００，２００の最高負荷圧力ＰＬＳポート（以下、「ＰＬＳポート」という。）１８０，２８０は、最高負荷圧力ライン（以下、「ＰＬＳライン」という。）１８に接続されている。ＰＬＳライン１８は、可変容量形ポンプ制御部１０に設けられた傾転切換弁１４の入力部２０に接続されている。この入力部２０にＰＬＳライン１８から最高負荷圧力ＰＬＳが入力される。傾転切換弁１４は、傾転制御装置１３と協働して可変容量形ポンプ１１の傾転を制御するためのものである。

また、前記ＰＬＳライン１８には、ブリードオリフィス（絞り弁）２１が設けられている。このブリードオリフィス２１は、油圧制御装置１００，２００に設けられた切換弁１０３，２０３（詳細は後述）に作用する圧力を制御するために、回路内に常に加圧された油（以下、適宜「作動油」という。）の流れが生じるようにするものである。このブリードオリフィス２１によって、回路内を流れる作動油のうち微量の作動油（１％程度）が、排油タンク１６に戻されるようになっている（ブリードオフ）。なお、このブリードオリフィス２１は、傾転切換弁１４内に同様の機能を有する構造として設けることもできる。１７は、後述するスプール１０１のドレンタンクである。

（１）可変容量形ポンプ制御部によるロードセンシング機能
可変容量形ポンプ制御部１０には、可変容量形ポンプ１１と、傾転制御装置１３と、傾転切換弁１４と、タンク１５とが設けられている。

可変容量形ポンプ制御部１０は、傾転切換弁１４の入力部２０に入力される最高負荷圧力ＰＬＳの値をフィードバック制御量として用い、この最高負荷圧力ＰＬＳの値と可変容量形ポンプ１１の吐出圧力Ｐｄとの差（基準差圧Ｐｒｅｆ）が常に一定となるように、可変容量形ポンプ１１の吐出圧力Ｐｄを制御する。この基準差圧Ｐｒｅｆは、最高負荷圧力ＰＬＳに加える所定の差圧であり、使用条件に応じて設定される。

可変容量形ポンプ１１は、フィードバックレバー１２を備えている。このフィードバックレバー１２は、図中時計回りの方向に操作されることにより、吐出量を減少させるようになっている。フィードバックレバー１２の上端部は、傾転制御装置１３の制御棒１３ｂに接続されている。この制御棒１３ｂには、バネ１３ａが備えられている。傾転制御装置１３の制御棒１３ｂには、給油ライン５０の分岐管内の圧力により図中左向きの力と、傾転切換弁１４の下部ポート１４ａから導かれる圧力により図中右向きの力と、バネ力とが作用する。したがって、かかる力の相互作用によって、制御棒１３ｂが図中左右に動くようになっている。

傾転切換弁１４は、３つのポートを備えており、２つの状態に切り換えることができる。この傾転切換弁１４は、可変容量形ポンプ１１の吐出圧力Ｐｄと、最高負荷圧力ＰＬＳに所定の基準差圧Ｐｒｅｆを付加した圧力（ＰＬＳ＋Ｐｒｅｆ）に基づく力との関係（強弱）に応じて切り換わるようになっている。

可変容量形ポンプ１１の吐出圧力Ｐｄが前記圧力（ＰＬＳ＋Ｐｒｅｆ）よりも高い場合、傾転切換弁１４は図中左側に切り換る。そして、傾転制御装置１３の左側のポートに可変容量形ポンプ１１から吐出された作動油が送り込まれ、傾転制御装置１３の制御棒が図中右側に移動する。これにより、可変容量形ポンプ１１のフィードバックレバー１２が時計回りに動いて、可変容量形ポンプ１１の吐出量が減少する。

一方、前記圧力（ＰＬＳ＋Ｐｒｅｆ）が吐出圧力Ｐｄよりも高い場合、傾転切換弁１４は図中右側に切り換る。そして、傾転制御装置１３の左側のポートからタンク１５に作動油が抜け、傾転制御装置１３の制御棒が左側に移動する。これにより、可変容量形ポンプ１１のフィードバックレバー１２が反時計方向に動いて、可変容量形ポンプ１１の吐出量が増加する。

このような傾転切換弁１４の動作により、ＰＬＳライン１８の最高負荷圧力ＰＬＳと可変容量形ポンプ１１から吐出される吐出圧力Ｐｄとの差は、常に所定の基準差圧Ｐｒｅｆに維持されている。

（２）油圧制御装置
図１に示す流量制御システム１は、多連型の流量制御システムの一例であり油圧制御装置１００，２００を備える２連である。各油圧制御装置１００，２００の構成はほぼ同じであるが、油圧制御装置１００にのみ中間絞りが設けられて流量特性が変化するように構成されている。以下、油圧制御装置１００についてのみ説明する。油圧制御装置２００の主要な構成には、油圧制御装置１００の対応する構成の符号を２００番台に置き換えて付し、その詳細な説明は省略する。

油圧制御装置１００は、スプール弁１０１と、圧力調整弁１１０（以下、「調整弁」という。）とを備えている。

スプール弁１０１は、そのスライド量に応じて可変オリフィス１０１ａ，１０１ｂを開き、ポンプポート１２０から供給される作動油をこれら可変オリフィス１０１ａ，１０１ｂを介して調整弁１１０に出力する。また、スプール弁１０１は、スライドの向き（図中左右）に応じて、調整弁１１０から出力される作動油をアクチュエータ１４０と接続されたポートＡ１又はポートＢ１に出力する。この作動油が出力されるポートＡ１又はＢ１に応じて、アクチュエータ１４０が伸縮駆動される。この例ではアクチュエータ１４０としてシリンダを示しているが、油圧モータ等でもよい。

調整弁１１０は、コンペンセータ１０２と、切換弁１０３とを備えており、切換弁としての機能と、逆止弁としての機能とを具備している。

コンペンセータ１０２は、２つのポートを備えており、２つの状態を切り換えることができる。切換弁１０３は、４つのポートを備えており、２つの状態を切り換えることができる。切換弁１０３は、コンペンセータ１０２に内蔵され、コンペンセータ１０２とは独立して作動する。

コンペンセータ１０２は、この切換弁１０３の移動によってＰＬＳポート１８０から導かれる最高負荷圧力ＰＬＳと調整弁１１０に備えられたバネ１６５の弾性力Ｆにより加算される力とによる合計力（ＰＬＳ＋Ｆ／Ｓ；Ｆはバネの弾性力；Ｓは、油圧作用面の面積）、又は、切換弁１０３の移動によって第２流路１３１，１３２から導かれる圧力Ｐ３１と調整弁１１０に備えられたバネ１６５の弾性力Ｆにより加算される力とによる合計力（Ｐ３１＋Ｆ／Ｓ；Ｆはバネの弾性力；Ｓは、油圧作用面の面積）、のいずれか高い方の力によって絞り１５９を閉じる方向に移動する。このコンペンセータ１０２が移動することにより、絞り１５９（コンペンセート部）の開口面積が制御される。

調整弁１１０の入口側の圧力Ｐ２１が前記合計力（ＰＬＳ＋Ｆ／Ｓ）よりも低い場合には、入力ポート１０２ａと出力ポート１０２ｂの間が閉じられる方向に力が作用する。その結果、開口面積が小さくなり、Ｐ２１＝（ＰＬＳ＋Ｆ／Ｓ）となるように制御される。すなわち、図において絞り１５９が絞られた状態となる。また、圧力Ｐ２１が前記合計力（ＰＬＳ＋Ｆ／Ｓ）よりも高い場合には、入力ポート１０２ａは、圧力Ｐ２１の値に応じて開口する絞り１５９を介して出力ポート１０２ｂと接続される。この時、絞り１５９の開きが大きくなり、Ｐ２１＝（Ｐ３１＋Ｆ／Ｓ）となる。

一方、前記切換弁１０３は、ＰＬＳポート１８０から導かれる最高負荷圧力ＰＬＳと、前記コンペンセータ１０２の出力ポート１０２ｂから出力される作動油の圧力Ｐ３１との高低によって切り換る。

最高負荷圧力ＰＬＳが圧力Ｐ３１よりも高い場合、図の右側に切り換り、ＰＬＳポート１８０から最高負荷圧力ＰＬＳがコンペンセータ１０２の入力部１０２ｃ（圧力室）に供給される。一方、最高負荷圧力ＰＬＳが圧力Ｐ３１よりも低い場合、図の左側に切り換り、コンペンセータ１０２の入力部１０２ｃには、コンペンセータ１０２の出力ポート１０２ｂから圧力Ｐ３１が供給される。調整弁１１０に供給された作動油（圧力Ｐ２１）は、切換弁１０３を介して最高負荷圧力ＰＬＳポート１８０に供給される。

また、この切換弁１０３の切り換えと、前記コンペンセータ１０２の切り換えとにより、圧力Ｐ２１が高い場合には、この圧力Ｐ２１が減圧されて圧力Ｐ３１と同等の圧力となるように切り換えられる。これにより、流量制御システム１内の最高負荷圧力ＰＬＳが圧力Ｐ３１に更新され、圧力Ｐ３１が最高負荷圧力ＰＬＳとなる。

そして、この第１実施形態では、切換弁１０３から最高負荷圧力ＰＬＳポート１８０に連なる流路に中間絞り１４５が設けられている。したがって、この中間絞り１４５により、切換弁１０３からＰＬＳポート１８０へ流れる流量が制限されるように構成されている。図３に示す中間絞り１４５の径ｄは、圧力等の使用条件により適宜設定される。

（３）油圧制御装置の具体的な構成
以下、油圧制御装置１００の具体的な構成、および機能について詳細に説明する。

図２に示すように、前記油圧制御装置１００の本体１０５には、スプール弁１０１と、このスプール弁１０１と交わる各流路１３０〜１３４と、ポンプポート１２０と、タンクポート１２１（図１）と、ＰＬＳポート１８０と、アクチュエータ１４０（図１）と連通されるポートＡ１，Ｂ１とが設けられている。そして、流路１３０〜１３２が交わる中央部に調整弁１１０が設けられている。

スプール弁１０１は、複数の小径部によって可変オリフィス１０１ａ，１０１ｂを形成している。スプール弁１０１が図中右側にスライドすることにより、ポンプポート１２０と流路１３０とが連通する。そして、スプール弁１０１のスライド量の増加に伴い可変オリフィス１０１ａ、１０１ｂの開度が大きくなり、多くの作動油が流れる。

また、スプール弁１０１が図の右側にスライドするのに伴って、流路１３１と流路１３３とが連通され、流路１３２と流路１３４とは遮断した状態が保たれる。このスプール弁１０１が図の左側にスライドすれば、スライドに伴って、流路１３２と流路１３４とが連通され、流路１３１と流路１３３とは遮断した状態が保たれる。

したがって、スプール弁１０１が図中左側にスライドした場合、ポンプポート１２０に供給された作動油は、流路１３０から流路１３２，１３４を介してポートＡ１に供給され、ポートＡ１からアクチュエータ１４０（図１）に供給される。このアクチュエータ１４０（図１）からポートＢ１に戻ってくる作動油は、流路１３３を介してタンクポート１２１（図１）に排出される。

逆に、スプール弁１０１が図中右側にスライドした場合、ポンプポート１２０に供給された作動油は、流路１３０から流路１３１，１３３、ポートＢ１を介してアクチュエータ１４０（図１）に供給される。アクチュエータ１４０（図１）からポートＡ１に戻ってくる作動油は、流路１３４を介してタンクポート１２１（図１）に排出される。

前記本体１０５の調整弁１１０が設けられる位置には、図２に示すように、上部から、直径Ｄ１，深さＬ１の第１シリンダ部、直径Ｄ２，深さＬ２の第２シリンダ部および直径Ｄ３，深さＬ３の第３シリンダ部が同軸上に連続して形成されている。第１シリンダ部の側部に、前記ＰＬＳポート１８０が設けられている。第１シリンダ部から第２シリンダ部にかけての連結部は、テーパ状に加工されている。第２シリンダ部と第３シリンダ部の連結部には、段差が設けられている。第２シリンダ部の下部側面は、流路１３１および流路１３２と連通する開口部となっている。

このようなシリンダ部で形成されたケーシング穴１０６には、本体１０５との間で調整弁１１０を収納するスリーブ１７０が設けられている。このスリーブ１７０は、下方が開口した直径Ｄ２と直径Ｄ１の２段で形成された略円筒状となっている。スリーブ１７０は、押え部１７０ａをボルト１７０ｂで本体１０５に固定することによって取り付けられている。

図示するように、スリーブ１７０と本体１０５との間の液密は、第１シリンダ部と本体１０５との間のシール１７３と第２シリンダ部と本体１０５との間のシール１７４とによって保たれている。また、スリーブ１７０には、貫通孔１７２（第２孔）が半径方向に設けられている。この貫通孔１７２は、前記シール１７３，１７４で液密とした間に設けられている。ＰＬＳポート１８０に他の連の最高負荷圧力ＰＬＳが供給された場合には、貫通孔１７２を通じてスリーブ１７０の内側へと導かれている。

そして、この実施形態では、貫通孔１７２に中間絞り１４５が設けられている。この実施形態の中間絞り１４５は、図３に示すように、貫通孔１７２の一部の径を小径にしたものである。このように貫通孔１７２の径を変化させて径ｄの中間絞り１４５を設ける構成とすることにより、容易にＰＬＳポート１８０と連なる流路に流量を絞る中間絞り１４５を設けることができる。この中間絞り１４５によって絞る量は、最高負荷圧力やアクチュエータの形式等の条件に応じて決める流量特性によって決定すればよい。この実施形態では、油圧制御装置１００にのみ中間絞り１４５が設けられているが、この中間絞り１４５は、特定の連のみに設けても複数の連に設けてもよい。

図２に示すように、前記スリーブ１７０に収納される調整弁１１０のコンペンセータ１０２は、直径Ｄ４の円柱状のピストンに形成されており、その下部に直径Ｄ３の絞り１５９を備えている。この絞り１５９は、流路１３０と流路１３１，１３２との連通面積を調整する縦長の開口で形成されている。この絞り１５９は、流路１３０（第１流路）に流れる作動油の圧力Ｐ２１と、ポンプポート１２０の圧力Ｐ１１との差が一定となるように、調整弁１１０が上下動することにより面積が変化して圧力を調整する。

前記スリーブ１７０は、この調整弁１１０が内部に収納された状態で、調整弁１１０のコンペンセータ１０２上部とスリーブ１７０との間に圧力室１６４を形成できる大きさで形成されている。この圧力室１６４には、所定の弾性力を有するバネ１６５が設けられている。この圧力室１６４が、上述した入力部１０２ｃである。

図４は図２のコンペンセータを詳細に示す図であり、(a) は正面図、(b) は側面図、(c) はＣ−Ｃ断面図、(d) はＤ−Ｄ断面図である。図５は図４に示すコンペンセータの構成を示す斜視図である。

前記コンペンセータ１０２は、孔１５０、横孔１５１、連通溝１５２、孔１５４、孔１５６、小径部１５３、環状溝部１４９、係止部１５７を備えている。

孔１５０は、孔１５４と交わり、頂部に形成される圧力室１６４（図２）と連通するように縦向きに設けられている。孔１５６は、孔１５４と交わり、流路１３０（図２）と連通するように縦向きに設けられている。孔１５４は、横孔１５１，孔１５０および孔１５６と交わるように横向きに設けられている。

連通溝１５２は、小径部１５３と環状溝部１４９とを連通させるように所定の箇所に縦向きに設けられている。横孔１５１の外周は、環状溝部１４９に開口している。これにより、ＰＬＳポート１８０（図２）の最高負荷圧力ＰＬＳが、小径部１５３と連通溝１５２と環状溝部１４９とを介して横孔１５１から導かれる。

円柱状の小径部１５３は、図２に示すように、コンペンセータ１０２をスリーブ１７０に収納した状態で調整弁１１０が上下移動しても、スリーブ１７０の貫通孔１７２と常に連通する範囲に設けられている。

前記係止部１５７は、環状の突起部であり、絞り１５９の上部に設けられている。係止部１５７は、図示するように上方に向けて直径が大きくなるテーパ面に加工されており、このテーパ面が図２に示すように、本体１０５の直径Ｄ３，深さＬ３の第３シリンダ部の上端角部（第２シリンダ部と第３シリンダ部との間の段差部分）に当接するように形成されている。

また、コンペンセータ１０２は、図２に示すように、係止部１５７が第２シリンダ部と第３シリンダ部の段差部分に接している状態で、流路１３０と流路１３１，１３２との間を完全に閉塞するように構成されている。この状態で、前記孔１５４は、スリーブ１７０の下端よりも下側に下がらない位置に設けられている。なお、コンペンセータ１０２の側部には、切欠部１６０と流路１６１とが設けられている。この流路１６１が、図１に示す出力ポート１０２ｂから切換弁１０３に圧力Ｐ３１を出力する流路であり、流路１３２，流路１３１と孔１５４とを連通させている。

この第１実施形態では、コンペンセータ１０２の下面の圧力Ｐ２１が作用する直径Ｄ３と、上面の圧力Ｐ３１又は最高負荷圧力ＰＬＳが作用する直径Ｄ４とを同径で形成している。

図６は図５のコンペンセータに内蔵する切換弁のシャトルを示す斜視図である。シャトル１５５には、円柱状の小径部１５５ａと、この小径部１５５ａから一方に離れた所定位置の油圧バランス用油溝１５５ｂと、他方の端部の小径部１５５ｃとが設けられている。小径部１５５ａと小径部１５５ｃとの間に形成された大径部１５５ｄと他の大径部１５５ｅ，１５５ｆは、孔１５４に内蔵して摺動可能な径で形成されている。大径部１５５ｆは、以下、「頭部」ともいう。

前記大径部１５５ｅ，１５５ｆの位置および軸方向長さは、図２において、シャトル１５５が孔１５４の左側に移動したときに孔１５６と横孔１５１とが小径部１５５ａを介して連通し、シャトル１５５が孔１５４の右側に移動したときに孔１５６を遮断して横孔１５１と孔１５０とが小径部１５５ａを介して連通するように設定されている。小径部１５５ｃは、シャトル１５５が右端に移動したときに孔１５０と流路１６１（図４(c) ）との連通を塞ぐ軸方向長さで形成されている。

シャトル１５５は、図２に示すように、孔１５４内に、液密な状態で左右に摺動可能なように内蔵され、このシャトル１５５がコンペンセータ１０２の孔１５４に内蔵された状態で摺動し、孔１５０、横孔１５１、孔１５４、孔１５６（第１孔）、流路１６１を連通／遮断することで、切換弁１０３として機能する。

また、図２に示すように、ＰＬＳポート１８０、小径部１７１、貫通孔１７２、小径部１５３、連通溝１５２、環状溝部１４９、横孔１５１を介して孔１５４に入力される作動油（この作動油の圧力は、最高負荷圧力ＰＬＳ）は、シャトル１５５の小径部１５５ａに作用する作動油と、環状溝部１４９から孔１５４の外端に入ってシャトル１５５の頭部（図の左側）に作用する作動油とになる。さらに、シャトル１５５には、孔１５６から圧力Ｐ２１の作動油が作用し、流路１６１から圧力Ｐ３１の作動油が作用している。したがって、これらの作動油の圧力バランスによって、シャトル１５５は移動する。つまり、図２において、シャトル１５５は、これら左右から作用する圧力の大小関係に応じてコンペンセータ１０２とは別に独立的に左右に移動する。

しかも、このように圧力差に応じて移動するシャトル１５５により、シャトル１５５が移動した時に、孔１５６が孔１５４と連通する開口面積を変化させて、孔１５６から孔１５４へ流れ込んで横孔１５１へと流れる作動油を減圧する減圧機能を切換弁１０３に持たせている。

図２は、他の連が最高負荷圧力ＰＬＳの状態を示しており、ＰＬＳポート１８０から貫通孔１７２と、小径部１５３、連通溝１５２、環状溝部１４９を介して、孔１５４の図示する左側に最高負荷圧力ＰＬＳが作用しているので、シャトル１５５は図の右端に移動した状態となっている。なお、自連が最高負荷圧力ＰＬＳの場合には、最高負荷圧力ＰＬＳとなる流路１３２内の作動油（圧力はＰ３１）が、切欠部１６０、流路１６１を介して孔１５４の図示する右側に作用する。一方、孔１５６から孔１５４へ流れ込んで横孔１５１へと流れる作動油圧力を減圧し、最高負荷圧力となる自連の圧力Ｐ３１となるように孔１５６の開口面積を調整するようにシャトル１５５は図の左側に移動し、シャトルの両端の圧力が同じとなりシャトル１５５の位置がバランスする。このように、シャトル１５５は、軸方向に作用する圧力の大小関係に応じて、コンペンセータ１０２とは独立して左右に移動する。

また、このように圧力の大小関係に応じてシャトル１５５が移動することにより、スリーブ１７０の圧力室１６４には、横孔１５１から孔１５４と孔１５０とを介してＰＬＳポート１８０の圧力、又は流路１６１、孔１５４、孔１５０を介して流路１３１，１３２の圧力、の流量制御システム１内で最大の最高負荷圧力ＰＬＳが供給される。

図２の場合は、ＰＬＳポート１８０の圧力が、横孔１５１と孔１５４と孔１５０とを介して圧力室１６４に作用している。したがって、この状態の調整弁１１０のコンペンセータ１０２には、最高負荷圧力ＰＬＳ×ＳＤ４（但し、ＳＤ４は、最高負荷圧力ＰＬＳが作用するコンペンセータ１０２の上面の直径Ｄ４の面積）に、この調整弁１１０の位置に応じて決まるバネ１６５の弾性力Ｆを加算した力（ＰＬＳ×ＳＤ４＋Ｆ）で下向きに付勢されている。この時、調整弁１１０のコンペンセータ１０２には、流路１３０に流れ込む作動油により、圧力Ｐ２１×ＳＤ３（但し、Ｐ２１は、流路１３０内の圧力。ＳＤ３は、圧力Ｐ２１が作用するコンペンセータ１０２の下面の直径Ｄ３の面積）で上向きに付勢されているが、コンペンセータ１０２の上面に作用する力の方が大きいため、係止部１５７が本体１０５と密着する下向きに押圧されて、圧力Ｐ２１×ＳＤ３の作用力とバランスするよう圧力Ｐ２１を調圧するため、絞り１５９が絞られた状態となっている。

この調整弁１１０の逆止弁としての機能は、環状の係止部１５７が絞り１５９を閉じて本体１０５と密接することにより発揮される。つまり、流路１３０内の圧力が流路１３２および流路１３１の圧力より低下した場合、係止部１５７は、流路１３０と流路１３１および流路１３２との間を遮断するように本体１０５と密接し、流路１３１および流路１３２から流路１３０へ作動油が逆流するのを防止する逆止弁となる。この時、本体１０５の第２シリンダ部と第３シリンダ部との段差部分の角部が、係止部１５７に接する弁座として機能する。

（４）駆動例
図７は図２の構成において自連が最高負荷圧力の場合のコンペンセータと切換弁の状態を示す断面図であり、図８は図２の構成において他連が最高負荷圧力の場合のコンペンセータと切換弁の状態を示す断面図である。図９(a) は図２の構成における単独操作時の流量特性を示すグラフであり、(b) は複合操作時の流量特性を示すグラフである。図１０は図１に示す油圧制御装置の流量特性を説明するための油圧回路図である。図７に示す状態は、流路１３２内の圧力Ｐ３１がシステム１内の他の連の最高負荷圧力ＰＬＳよりも高い状態である。作動油の流れを矢印で示す。

図７は自連が最高負荷圧力であるため、ポンプポートと連通する流路１３０から供給される作動油の圧力Ｐ２１はＰＬＳポート１８０の圧力よりも高いので、アクチュエータと連通する流路１３２内の作動油（この状態での作動油の圧力はＰ２１＝Ｐ３１＋Ｆ／Ｓ（但し、Ｆは、バネ力、Ｓは、π／４・Ｄ４² ）となる。）が切欠部１６０、流路１６１を介して孔１５４に導かれ、シャトル１５５は、図示するように左側に所定量移動させられる。図ではシャトル１５５が中間位置の例を示しているが、このシャトル１５５は、孔１５６から孔１５４へ流れ込んで横孔１５１へと流れる作動油圧力を減圧し、最高負荷圧力となる自連の圧力Ｐ３１となるように孔１５６の開口面積を調整するようにバランスする位置となる。この時、孔１５６から孔１５４を介して横孔１５１へ流れる流路１３０内の作動油（この作動油の圧力はＰ２１）は、孔１５６と横孔１５１とが連通する部分の面積変化に応じて減圧されながら流れるように調整される。図示する状態では、圧力室１６４に圧力Ｐ２１（Ｐ３１）の作動油が導かれている。

つまり、この孔１５６から孔１５４に作動油が流れる時の圧力Ｐ２１の減圧は、孔１５６と孔１５４とが連通した状態で、シャトル１５５の小径部１５５ａが孔１５０と横孔１５１とを連通させないように設定されており、小径部１５５ａの圧力がシャトル右端と同面積のシャトル左端に導かれているため、シャトル１５５の小径部１５５ａに孔１５６から導かれる圧力Ｐ２１がシャトル右側に導かれる圧力Ｐ３１と同等の圧力となるように減圧される。この圧力がＰＬＳ（＝Ｐ３１）となる。この圧力調整は、シャトル１５５が、このシャトル１５５に働く力がバランスするように移動することによって行われる。

そして、この孔１５６からシャトル１５５の小径部１５５ａに流れ込む作動油は、大径部１５５ｅによって流量が絞られながら孔１５４に流れ込み、小径部１５５ａから横孔１５１と連通溝１５２と小径部１５３とを介して貫通孔１７２からＰＬＳポート１８０に供給される。これにより、流量制御システム１の最高負荷圧力ＰＬＳが圧力Ｐ３１に更新される。図１に示すように、このＰＬＳポート１８０に供給された作動油は、ＰＬＳライン１８から他の連のＰＬＳポート２８０へ最高負荷圧力ＰＬＳとして作用する作動油と、ブリードオリフィス２１を経て排油ライン５１に流出する作動油となり、このブリードオリフィス２１へ流れた作動油は、排油ライン５１に流出する際に圧力が減圧される。このＰＬＳライン１８に流れる作動油の圧力により、傾転切換弁１４が傾転制御装置１３を制御して可変容量形ポンプ１１の吐出圧が調整される。

しかも、この第１実施形態によれば、図７に示すように、ＰＬＳポート１８０へ流れる流路となる貫通孔１７２に設けられた中間絞り１４５によって圧力Ｐ３１を減圧して、ＰＬＳポート１８０へ供給することができる。この中間絞り１４５を設けることにより、負荷圧が高くなるほど、中間絞り後に出力されるＰＬＳ圧が負荷圧より低くなるので、制御されるポンプ圧力も相対的に低くなり、メータリング部の差圧が小さくなり、負荷圧上昇に伴って流量がより減少するような流量特性とすることができる。

この流量特性を図１０に示す油圧回路図と数式を用いて具体的に説明する。図１０に示すように、上述した図１の油圧制御装置１００における各圧力と流量を油圧回路図で示すと、ポンプ１１から吐出される吐出圧力Ｐｄの作動油は、可変オリフィス１０１ａ，１０１ｂの開口面積Ａ１によって流量Ｑ１となってアクチュエータ１４０に供給される。このアクチュエータ１４０からは作動油に負荷圧ＰＬが作用しており、ＰＬＳポート１８０へ負荷圧ＰＬより導かれる圧力は、下流絞り２１の断面積Ａ２１と中間絞り１４５の断面積Ａ１４５によって減圧される。このＰＬＳポート１８０へ流れた作動油は、傾転制御装置１３を制御するＰＬＳ圧となるとともに、ブリードオリフィス２１の断面積Ａ２１から流量Ｑ２１となって排油タンク１６に戻される。

一般的なロードセンシング機能では、負荷圧ＰＬよりも常にある基準差圧Ｐｒｅｆだけポンプ圧力Ｐｄが高くなるようにポンプ１１の流量Ｑ１を制御している。この実施形態では、制御のための負荷圧信号圧として負荷圧ＰＬではなく、中間絞り１４５で減圧された圧力ＰＬＳを利用しているので、ポンプ１１の吐出圧Ｐｄと、アクチュエータ１４０の負荷圧ＰＬと、最高負荷圧力ＰＬＳとの関係から、次の数式１，２が成立する。なお、以下の数式では、一般に知られる流量式における流量係数を含む値を比例定数Ｃとしている。

また、図１０における負荷圧力Ｐｄと信号圧力ＰＬＳとの関係を２つの絞りの面積との関係で表すと、数式３となる。

そして、前記数式２と数式３とを用いて数式１を負荷圧ＰＬで表すと、数式４となる。

この数式４から、可変オリフィス１０１ａ，１０１ｂを介して供給される作動油の流量Ｑ１は、負荷圧ＰＬが上昇するのに伴って基準差圧Ｐｒｅｆがより小さくなって減少するような関係が分かる。

なお、従来の構成では中間絞り１４５が無いため、断面積は「Ａ１４５＞＞Ａ２１」の関係であるため「Ａ２１² ／Ａ１４５² ＋Ａ２１² ＝０」となって、数式５で示すように流量Ｑ１は負荷圧に依存せず一定値となる。

したがって、切換弁１０３からＰＬＳポート１８０に連なる流路に設けた中間絞り１４５により、ＰＬＳポート１８０へ流れる作動油を負荷圧力の上昇に伴ってより減圧するので、これにより、負荷圧力が上昇すれば、図９(a) に実線で示すように、負荷圧力の上昇に伴って負荷への流量が減少するような流量特性を持たせることができる。図９(a) の一点鎖線は、従来の流量一定となった特性である。

つまり、特定の連が負荷圧に依存して絞り１５９による制御量が制限される負荷圧依存型コンペンセータの機能を有することとなり、安定したロードセンシング機能を備えた流量制御システム１を構築することができる。

なお、多連型の流量制御システム１においては複数の油圧制御装置１００が複合動作しており、中間絞り１４５を設けていない他連が最高負荷圧力の場合には図９(b) の点線より左部分に示すように、負荷圧が上昇しても流量が減少するような流量特性とはならず一定の流量特性となるが、中間絞り１４５を設けた自連が最高負荷圧力となったら、図９(b) の点線より右部分に示すように、負荷圧の上昇に伴って流量が減少するような流量特性となり、負荷圧力の上昇に伴って負荷への流量が減少するような流量特性とすることができる。

図８に示す状態は、システム１内の他の連の最高負荷圧力ＰＬＳが流路１３２内の圧力Ｐ３１よりも高い状態である。作動油の流れを矢印で示す。

この状態では、他連が最高負荷圧力であるため、ＰＬＳポート１８０から最高負荷圧力ＰＬＳが、貫通孔１７２と小径部１５３と連通溝１５２とを介して孔１５４に導かれ、シャトル１５５は、図示するように右側に移動する。この時、孔１５６はシャトル１５５によって閉じられており，ＰＬＳポート１８０を介して供給される作動油（この作動油の圧力は最高負荷圧力ＰＬＳ）が、横孔１５１からシャトル１５５の小径部１５５ａが位置する孔１５４内に導かれ、孔１５０から圧力室１６４へと導かれる。

この場合、調整弁１１０のコンペンセータ１０２は、実際には、流路１３０内の圧力Ｐ２１の大きさに応じた分だけ絞り１５９の開口量を調整するように上昇している。すなわち、コンペンセータ１０２が圧力室１６４内に作用する作動油の圧力ＰＬＳとバネ１６５のバネ力を合わせた力と、流路１３０に供給される作動油の圧力Ｐ２１とがバランスする位置となるように、絞り１５９の開口量が調整される。つまり、図示するように、係止部１５７が本体１０５から所定量上昇して、流路１３０から流路１３１へ絞られた作動油が供給される状態となる。

さらに、このような油圧制御装置１００を用いることにより、絞り１５９による圧力調整動作とは独立して、調整弁１１０に設けた切換弁１０３によって常時最高負荷圧力ＰＬＳの調節を行うことができ、圧力制御装置１００の小型化を図ることができる。

しかも、この油圧制御装置１００によれば、最高負荷圧連については、中間絞り１４５によって、負荷圧力が上昇するほど負荷への流量が減少するような流量特性を持たせることができるので、負荷流量を少なくしたい高圧になるほどポンプ圧力と負荷圧との差圧を小さく制御することができ、油圧制御装置１００の圧力変動時の流量変動を小さくでき、系の安定化を図ることができる。この油圧制御装置１００を設ける連は、単独でも複数でもよい。

特に、前記油圧制御装置１００を旋回モータの連に用いると、旋回モータのリリーフ弁から逃がす流量を小さくできるので、安定化と合せて省エネルギ化を実現することができる。

なお、このように構成された油圧制御装置１００によれば、負荷の変動や、ポンプ流量の変動、中立からのインチング動作に対して、シリンダを用いて負荷を制御する機械（例えば、油圧ショベルのバケット。）での寸落（一定範囲の急激な下降）を防止することができる。これにより、ロードセンシング機能の安定性を向上させることができる。
（Ｂ）第２実施形態
図１１は本願発明の第２実施形態に係る油圧制御装置を使用した多連型の流量制御システムを示す系統図である。図１２は図１１に示す油圧制御装置の切換弁部分を拡大した系統図である。図１３は図１１に示す油圧制御装置の要部を示す断面図である。

この第２実施形態も、上述した第１実施形態と同様に、多連型の流量制御システムに使用される油圧制御装置の一例として２連を例にしている。この実施形態でも、図示する左側の油圧制御装置３００のみが流量特性を変更されている。この第２実施形態における油圧制御装置の可変容量形ポンプ制御部によるロードセンシング機能等は、上述した第１実施形態の流量制御システム１と同一であるため、上述した第１実施形態と同一の構成には同一の符号を付して、その詳細な説明は省略する。また、この第２実施形態において、上述した油圧制御装置１００に対応する構成には、符号を３００番台に置き換えて付し、その詳細な説明は省略する。

（１）可変容量形ポンプ制御部によるロードセンシング機能
図１１に示す系統図において、図の左側に示す第２実施形態に係る油圧制御装置３００以外は、上述した第１実施形態の図１に示す構成と同一である。そのため、油圧制御装置３００以外の構成については、上述した第１実施形態における「（１）可変容量形ポンプ制御部によるロードセンシング機能」と同一の符号を付して、その詳細な説明は省略する。なお、この第２実施形態では油圧制御装置３００が第１実施形態と異なるので、全体を流量制御システム２とする。

（２）油圧制御装置
図１１に示す流量制御システム２は、油圧制御装置３００，２００を備える。各油圧制御装置３００，２００の構成はほぼ同じであるが、油圧制御装置３００は、切換弁と流路に関する構成が、上述した図１に示す油圧制御装置１００とは異なっている。

図１１に示すスプール弁３０１の機能は、上述した第１実施形態における「（２）油圧制御装置」と同一であるため、その詳細な説明は省略する。

図１１に示すように、油圧制御装置３００に備えられた圧力調整弁（以下、「調整弁」）３１０は、コンペンセータ３０２と切換弁３０３とを備えており、切換弁としての機能と逆止弁としての機能とを具備している。

コンペンセータ３０２は、２つのポートを備えており、２つの状態を切り換えることができる。切換弁３０３は、４つのポートを備えており、２つの状態を切り換えることができる。切換弁３０３は、コンペンセータ３０２に内蔵され、コンペンセータ３０２とは別に独立して作動する。

コンペンセータ３０２は、この切換弁３０３の移動によってＰＬＳポート３８０から導かれる最高負荷圧力ＰＬＳと調整弁３１０に備えられたバネ３６５の弾性力Ｆにより加算される力とによる合計力（ＰＬＳ＋Ｆ／Ｓ；Ｆはバネの弾性力；Ｓは、油圧作用面の面積）、又は、切換弁３０３の移動によって第２流路３３１，３３２から導かれる圧力Ｐ３３と調整弁３１０に備えられたバネ３６５の弾性力Ｆにより加算される力とによる合計力（Ｐ３３＋Ｆ／Ｓ；Ｆはバネの弾性力；Ｓは、油圧作用面の面積）、のいずれか高い方の力によって絞り３５９を閉じる方向に移動する。このコンペンセータ３０２が移動することにより、絞り３５９（コンペンセート部）の開口面積が制御される。

調整弁３１０の入口側の圧力Ｐ２３が前記合計力（ＰＬＳ＋Ｆ／Ｓ）よりも低い場合には、入力ポート３０２ａと出力ポート３０２ｂの間が閉じられる方向に力が作用する。その結果、開口面積が小さくなり、Ｐ２３＝（ＰＬＳ＋Ｆ／Ｓ）となるように制御される。すなわち、図において絞り３５９が絞られた状態となる。また、圧力Ｐ２３が前記合計力（ＰＬＳ＋Ｆ／Ｓ）よりも高い場合には、入力ポート３０２ａは、圧力Ｐ２３の値に応じて開口する絞り３５９を介して出力ポート３０２ｂと接続される。この時、絞り３５９の開きが大きくなり、Ｐ２３＝（Ｐ３３＋Ｆ／Ｓ）となる。

一方、前記切換弁３０３は、ＰＬＳポート３８０から導かれる他連の最高負荷圧力ＰＬＳと、前記コンペンセータ３０２の出力ポート３０２ｂから出力される作動油の圧力Ｐ３３との高低によって切り換る。この場合、圧力Ｐ３３がシステムの最高圧ＰＬＳとなって入力部２０に導かれる。

そして、図１２に示すように、この第２実施形態では、切換弁３０３のシャトル３５５を軸方向に移動させる受圧面積を異ならせている。図示する例では、切換弁３０３の流路３３１，３３２（図１１）側の圧力Ｐ３３が作用する図の左側が［１］であるのに対して、ＰＬＳポート３８０の最高負荷圧力ＰＬＳが作用する図の右側を［１．０５］としている。つまり、ＰＬＳポート３８０側の受圧面積が大きくなるような［１：１．０５］の受圧面積差を持たせている。

このような受圧面積差とすることにより、切換弁３０３の動作条件を、［ＰＬＳポート３８０の出力圧×１．０５＝負荷圧×１．０］とすることができる。つまり、［ＰＬＳポート３８０の出力圧＝１．０／１．０５×負荷圧］としている。ここで、負荷圧は、圧力Ｐ２３側の圧力からバネ３６５（図１１）の弾性力Ｆを減算した力となる（＝圧力Ｐ３３）。このような動作条件とすることにより、受圧面積差とバネの弾性力とが一定（実際には撓みによって変動するが、一定と仮定する）であるので、負荷圧が上昇するのに伴って出力圧の減少分が増えるような流量特性を持たせることができる。この実施形態の受圧面積差は一例であり、後述するように、負荷圧力の上昇に伴って流量が減少するような条件を満足するように、使用条件等に応じて設定すればよい。

また、この切換弁３０３の切り換えと、前記コンペンセータ３０２の切り換えとにより、圧力Ｐ２３が高い場合には、この圧力Ｐ２３が減圧されて圧力Ｐ３３と同等の圧力となるように切り換えられる。これにより、流量制御システム２内の最高負荷圧力ＰＬＳが圧力Ｐ３３に更新され、圧力Ｐ３３が最高負荷圧力ＰＬＳとなる。

（３）油圧制御装置の具体的な構成
以下、油圧制御装置３００の具体的な構成、および機能について詳細に説明する。

図１３に示すように、前記油圧制御装置３００の本体３０５には、スプール弁３０１と、このスプール弁３０１と交わる各流路３３０〜３３４と、ポンプポート３２０と、タンクポート３２１（図１１）と、ＰＬＳポート３８０と、アクチュエータ３４０（図１１）と連通されるポートＡ１，Ｂ１とが設けられている。そして、流路３３０〜３３２が交わる中央部に調整弁３１０が設けられている。これらスプール弁３０１と流路３３０〜３３２との関係は、上述した第１実施形態における「（３）流量制御装置の具体的な構成」の記載と同一であるため、３００番台の符号を付して詳細な説明は省略する。

前記本体３０５の調整弁３１０が設けられる位置には、図の上部から、直径Ｄ５，深さＬ５の第５シリンダ部、直径Ｄ１，深さＬ１の第１シリンダ部、直径Ｄ２，深さＬ２の第２シリンダ部、直径Ｄ６，深さＬ６の第６シリンダ部および直径Ｄ３，深さＬ３の第３シリンダ部が同軸上に連続して設けられている。この第２実施形態では、５段のシリンダ部が設けられている。

第１シリンダ部の側部に、前記ＰＬＳポート３８０が設けられている。また、この実施形態では、第５シリンダ部の側部にドレンポート３８１が設けられている。第２シリンダ部と第６シリンダ部の連結部と、第６シリンダ部と第３シリンダ部との連結部には、段差が設けられている。第６シリンダ部の下部側面は、流路３３１および流路３３２と連通する開口部となっている。

このようなシリンダ部で形成されたケーシング穴３０６には、本体３０５との間で調整弁３１０を収納するスリーブ３７０が設けられている。このスリーブ３７０は、下方が開口し、外径が直径Ｄ２，Ｄ１，Ｄ５の３段で形成された略円筒状となっている。スリーブ３７０は、下端が前記第２シリンダ部と第６シリンダ部との連結部の段差に当接した状態で、押え部３７０ａをボルト３７０ｂで本体３０５に固定することによって取り付けられている。スリーブ３７０の各シリンダ部と本体３０５との間の液密は、シール３７３，３７４，３７５によって保たれている。

スリーブ３７０の直径Ｄ１の位置には、貫通孔３７２（第２孔）が半径方向に設けられている。この貫通孔３７２は、前記シール３７４，３７５でシールされた液密な空間を区画する面に設けられている。ＰＬＳポート３８０に他の連の最高負荷圧力ＰＬＳが供給された場合には、貫通孔３７２を通じてスリーブ３７０の内側へと導くことができる。さらに、シール３７３，３７４でシールされたスリーブ３７０の直径Ｄ５の位置には、圧抜孔３７６が設けられている。この圧抜孔３７６はドレン孔であり、前記ドレンポート３８１と連通している。

スリーブ３７０に収納される調整弁３１０のコンペンセータ３０２は、直径Ｄ４の円柱状のピストンに形成されており、その下部に直径Ｄ３の絞り３５９を備えている。この絞り３５９は、流路３３０と流路３３１，３３２との連通面積を調整する縦長の開口で形成されている。この絞り３５９は、流路３３０（第１流路）に流れる作動油の圧力Ｐ２３と、ポンプポート３２０の圧力Ｐ１３との差が一定となるように、調整弁３１０が上下動することにより面積が変化して圧力を調整する。

前記スリーブ３７０は、この調整弁３１０が内部に収納された状態で、調整弁３１０のコンペンセータ３０２上部とスリーブ３７０との間に直径Ｄ４の圧力室３６４を形成できる大きさで形成されている。この圧力室３６４には、所定の弾性力を有するバネ３６５が設けられている。この圧力室３６４が、入力部３０２ｃ（図１１）である。

図１４は図１３に示すコンペンセータの構成を示す斜視図である。この図では部分的に誇張している。前記コンペンセータ３０２は、孔３５０、横孔３５１、連通溝３５２、孔３５４、孔３５６、小径部３５３、環状溝部３４９、小径溝部３７７、係止部３５７、抜き孔３７８を備えている。孔３５４はシャトル３５５が移動する孔であり、この第２実施形態では、コンペンセータ３０２の下面の圧力Ｐ２３，Ｐ３３（図１３）が流路３６１を介して作用する側（図の右側）が小径孔部３５４ａ、最高負荷圧力ＰＬＳが作用する側（図の左側）が大径孔部３５４ｂ、となった２段の径で形成されている。この実施形態では、小径孔部３５４ａと大径孔部３５４ｂとの受圧面積差が［１：１．０５］となっている。つまり、シャトル３５５が受圧面積差を持つ異径シャトルで形成されており、切換弁３０３の流路３３１，３３２側の圧力Ｐ３３が作用する図の右側が［１］、ＰＬＳポート３８０の最高負荷圧力ＰＬＳが作用する図の左側が［１．０５］となるように形成されている。また、この孔３５４は、横孔３５１、抜き孔３７８、孔３５０および孔３５６と交わるように横向きに設けられている。この孔３５４内でシャトル３５５が移動することにより、前記切換弁３０３（図１３）として機能する。

孔３５４の小径孔部３５４ａと交わる孔３５０は、頂部に形成される圧力室３６４（図１３）と連通するように縦向きに設けられている。横孔３５１は、環状溝部３４９と連通するように横向きに設けられている。また、孔３５４の中央部の小径孔部３５４ａと交わる孔３５６は、流路３３０（図１３）と連通するように縦向きに設けられている。

そして、前記抜き孔３７８が、孔３５４の大径孔部３５４ｂと小径孔部３５４ａとの境界付近から縦向きに設けられ、上部が前記小径溝部３７７に開口している。これにより、図１３に示すように、抜き孔３７８を、スリーブ３７０に設けられた圧抜孔３７６と連通させている。したがって、孔３５４の大径孔部３５４ｂと小径孔部３５４ａとの間の圧を常に圧抜孔３７６からドレンポート３８１に抜いて、シャトル３５５の動作が圧力バランスするようにさせている。コンペンセータ３０２の外周に設けられた小径溝部３７７は、コンペンセータ３０２がスリーブ３７０内で上下移動しても、スリーブ３７０の圧抜孔３７６と常に連通する範囲に設けられている。ドレンポート３８１は、図１１の系統図では省略している。

また、孔３５４の大径孔部３５４ｂの外端は前記環状溝部３４９に開口している。さらに、連通溝３５２は、小径部３５３と環状溝部３４９とを連通させるように所定の箇所に縦向きに設けられている。横孔３５１の外周は、環状溝部３４９に開口している。これにより、ＰＬＳポート３８０（図１３）の最高負荷圧力ＰＬＳが、小径部３５３と連通溝３５２とを介して環状溝部３４９と横孔３５１とにつながっている。これにより、ＰＬＳポート３８０の最高負荷圧力ＰＬＳ（図１３）を、孔３５４の大径孔部３５４ｂの外端側に導いている。

円柱状の小径部３５３は、図１３に示すように、コンペンセータ３０２をスリーブ３７０に収納した状態で調整弁３１０が上下移動しても、スリーブ３７０の貫通孔３７２と常に連通する範囲に設けられている。

前記係止部３５７は、環状の突起部であり、絞り３５９の上部に設けられている。係止部３５７は、図示するように上方に向けて直径が大きくなるテーパ面に加工されており、このテーパ面が図１３に示すように、本体３０５の直径Ｄ３，深さＬ３の第３シリンダ部の上端角部（第６シリンダ部と第３シリンダ部との間の段差部分）に当接するように形成されている。

また、コンペンセータ３０２は、図１３に示すように、係止部３５７が第６シリンダ部と第３シリンダ部の段差部分に接している状態で、流路３３０と流路３３１，３３２との間を完全に閉塞するように構成されている。この状態で、前記孔３５４は、スリーブ３７０の下端よりも下側に下がらない位置に設けられている。なお、コンペンセータ３０２の側部には、切欠部３６０および流路３６１が設けられている。これらは、流路３３２，流路３３１と孔３５４とを連通させている。

この第２実施形態におけるコンペンセータ３０２は、下面の圧力Ｐ２３が作用する直径Ｄ３と上面の圧力Ｐ３３又は最高負荷圧力ＰＬＳが作用する直径Ｄ４とは同径で形成されている。

図１５は図１４のコンペンセータに内蔵する切換弁のシャトルを示す斜視図である。シャトル３５５には、円柱状の小径部３５５ａと、この小径部３５５ａから一方に離れた所定位置の抜き溝３５５ｂと、他方の端部の小径部３５５ｃとが設けられている。抜き溝３５５ｂと小径部３５５ａとの間と小径部３５５ａと小径部３５５ｃとの間に形成された大径部３５５ｄ，３５５ｅは、コンペンセータ３０２に設ける孔３５４の小径孔部３５４ａ内で摺動可能な径で形成され、抜き溝３５５ｂの反小径部３５５ａ側に形成された大径部３５５ｆは、孔３５４の大径孔部３５４ｂ内で摺動可能な径で形成されている。したがって、これらの大径部３５５ｅと大径部３５５ｆとには、前記図１４に示す小径孔部３５４ａと大径孔部３５４ｂとの受圧面積差の「１：１．０５」と同様の面積差が設けられている。具体的には、切換弁３０３の流路３３１，３３２側の圧力Ｐ３３が作用する大径部３５５ｄ側を［１］、ＰＬＳポート３８０の最高負荷圧力ＰＬＳが作用する大径部３５５ｆ側を［１．０５］とした、「１：１．０５」の受圧面積差が設けられている。大径部３５５ｆは、以下、「頭部」ともいう。

前記大径部３５５ｅの位置および長さは、図１３において、シャトル３５５が孔３５４の左側に移動したときに孔３５６と横孔３５１とが小径部３５５ａを介して連通し、シャトル３５５が孔３５４の右側に移動したときに孔３５６を遮断している。小径部３５５ｃは、シャトル３５５が右端に移動したときに孔３５０と流路３６１との連通を大径部３５５ｄで塞ぐ軸方向長さで形成されている。

また、このシャトル３５５が孔３５４内で移動する時には、抜き溝３５５ｂ内の圧は抜き孔３７８を介して圧抜孔３７６と連通しているので、抜き溝３５５ｂ内の圧がドレンポート３８１の圧（大気圧等）と同一となって抜けるようにしている。これにより、シャトル３５５の大径部３５５ｅ，３５５ｆ間に、面積差による推力が生じてシャトル３５５の動作に悪影響を与えないようにしている。

シャトル３５５は、図１３に示すように、孔３５４内に液密な状態で左右に摺動するように内蔵され、このシャトル３５５がコンペンセータ３０２の孔３５４に内蔵された状態で移動し、孔３５０、横孔３５１、孔３５６（第１孔）、流路３６１を連通／遮断することで、切換弁３０３として機能する。

また、図１３に示すように、ＰＬＳポート３８０、貫通孔３７２、小径部３５３、連通溝３５２、環状溝部３４９を介して孔３５４と導通する作動油（この作動油の圧力は、最高負荷圧力ＰＬＳ）は、シャトル３５５の頭部（図の左側）に作用する作動油と、環状溝部３４９から横孔３５１を介してシャトル３５５の小径部３５５ａに導通する作動油とになる。さらに、シャトル３５５には、孔３５６から圧力Ｐ２３の作動油が作用し、流路３６１から圧力Ｐ３３の作動油が作用している。したがって、これらの作動油の圧力バランスによって、シャトル３５５はダンピング力が付加された状態で移動する。つまり、図１３において、シャトル３５５は、その大径部３５５ｄ、３５５ｆ（図１５に示す。）に左右から作用する圧力の大小関係に応じて独立的に左右に移動する。

しかも、このように圧力差に応じて移動するシャトル３５５により、シャトル３５５が移動した時に、孔３５６が孔３５４と連通する開口面積を変化させて、孔３５６から孔３５４へ流れ込んで横孔３５１（図１４に示す。）へと流れる作動油を減圧する減圧機能を切換弁３０３に持たせている。

図１３は、他の連が最高負荷圧力ＰＬＳの状態を示しており、ＰＬＳポート３８０から貫通孔３７２と、小径部３５３、連通溝３５２、環状溝部３４９とを介して、孔３５４の図示する左側に他の連の最高負荷圧力ＰＬＳが作用するので、シャトル３５５は図の右端に移動した状態となっている。なお、自連が最高負荷圧力ＰＬＳの場合には、最高負荷圧力ＰＬＳである流路３３２内の作動油（圧力はＰ３３）が、切欠部３６０、流路３６１を介して孔３５４の図示する右側に作用するので、シャトル３５５は図の左側に移動する。このように、シャトル３５５は、軸方向に作用する圧力の大小関係に応じて、コンペンセータ３０２とは独立して左右に移動する。

また、このように圧力の大小関係に応じてシャトル３５５が移動することにより、スリーブ３７０の圧力室３６４には、小径部３５３から連通溝３５２、環状溝部３４９、横孔３５１、孔３５０を介してＰＬＳポート３８０の圧力、又は流路３６１、孔３５４、孔３５０を介して流路３３１，３３２の圧力、の流量制御システム２内で最大の最高負荷圧力ＰＬＳが供給される。図１３は他の連が最高負荷圧力の場合であるため、ＰＬＳポート３８０の圧力が、小径部３５３から連通溝３５２、環状溝部３４９、横孔３５１、孔３５０を介して圧力室３６４に作用している。したがって、この状態の調整弁３１０は、最高負荷圧力ＰＬＳ×ＳＤ４（但し、ＳＤ４は、最高負荷圧力ＰＬＳが作用する調整弁３１０の上面の直径Ｄ４の面積）に、この調整弁３１０の位置に応じて決まるバネ３６５の弾性力Ｆを加算した力（ＰＬＳ×ＳＤ４＋Ｆ）で下向きに付勢されている。この時、調整弁３１０には、流路３３０に流れ込む作動油により、圧力Ｐ２３×ＳＤ３（但し、Ｐ２３は、流路３３０内の圧力。ＳＤ３は、圧力Ｐ２３が作用する調整弁３１０の下面の直径Ｄ３の面積）で上向きに付勢されているが、調整弁３１０の上面に作用する力の方が大きいため、係止部３５７が本体３０５と密着する下向きに押圧された状態となり、圧力Ｐ２３が釣り合う状態まで昇圧してバランスする。

この調整弁３１０の逆止弁としての機能は、環状の係止部３５７が絞り３５９を閉じて本体３０５と密着することにより発揮される。つまり、流路３３０内の圧力が流路３３２および流路３３１の圧力より低下した場合、係止部３５７は、流路３３０と流路３３１および流路３３２との間を遮断するように本体３０５と密接し、流路３３１および流路３３２から流路３３０へ作動油が逆流するのを防止する逆止弁となる。この時、本体３０５の第２シリンダ部と第３シリンダ部との段差部分の角部が、係止部３５７に接する弁座として機能する。

（４）駆動例
図１６は図１３の構成において自連が最高負荷圧力の場合のコンペンセータと切換弁の状態を示す断面図である。この状態は、流路３３２内の圧力Ｐ３３がシステム１内の他の連の最高負荷圧力ＰＬＳよりも高い状態である。作動油の流れを矢印で示す。

この図は自連が最高負荷圧力であるため、ポンプポートの流路３３０から供給される作動油の圧力Ｐ２３がＰＬＳポート３８０の圧力よりも高いので、アクチュエータと連通する流路３３２内の作動油（この状態での作動油の圧力はＰ２３＝Ｐ３３＋Ｆ／Ｓ（但し、Ｆは、バネ力、Ｓは、π／４・Ｄ４² ）となる。）が切欠部３６０、流路３６１を介して孔３５４に導かれ、シャトル３５５は、図示するように左側に所定量移動させられる。図ではシャトル３５５が左端に位置する例を示しているが、圧力のバランスによって必ずしも左端とは限らず、シャトル３５５の頭部に作用する圧力と、孔３５６から小径孔部３５４ａ内に流入し、シャトル３５５の大径部３５５ｅとの位置関係によって流入部開口面積を調整して減圧された状態で作用する圧力と、流路３６１から作用する圧力とのバランスする位置となる。この時、孔３５６から孔３５４を介して横孔３５１へ流れる流路３３０内の作動油（この作動油の圧力はＰ２３）は、孔３５６と小径孔部３５４ａとが連通する部分の面積変化に応じて減圧されながら流れるように調整される。図示する状態では、圧力室３６４に圧力Ｐ３３の作動油が導かれている。

つまり、この孔３５６から孔３５４に作動油が流れる時の圧力Ｐ２３の減圧は、孔３５６と小径孔部３５４ａとが連通した状態で、シャトル３５５の小径部３５５ａと孔３５０とが連通しないように設定されているため、シャトル３５５の小径部３５５ａに孔３５６から導かれる圧力Ｐ２３が、シャトル３５５の移動による開口調整で減圧された圧力ＰＬＳとして横孔３５１と小径部３５３とを介してシャトル３５５の大径部３５５ｆの直径ｄ２部に作用する力と、シャトル３５５の右側に導かれる圧力Ｐ３３が大径部３５５ｄの直径ｄ１部に作用する力とバランスするように圧力調整される。

そして、この孔３５６からシャトル３５５の小径部３５５ａに流れ込む作動油は、大径部３５５ｅによって流量が絞られながら孔３５４に流れ込むことによって減圧され、小径部３５５ａから横孔３５１、環状溝部３４９、連通溝３５２、小径部３５３を介して貫通孔３７２からＰＬＳポート３８０に供給される。これにより、流量制御システム２の最高負荷圧力ＰＬＳが更新される。このＰＬＳポート３８０からＰＬＳライン１８に供給された作動油の減圧等は、上述した第１実施形態の作用と同一であるため、その説明は省略する。

しかも、この第２実施形態によれば、図１２に示すように、ＰＬＳポート３８０へ流れる作動油の圧力を調整する切換弁３０３のシャトル３５５に、ＰＬＳポート３８０側の受圧面積が［１．０５］であるのに対して、流路３３１，３３２側の受圧面積が［１］となるような受圧面積差を設けているので、このシャトル３５５の受圧面積差によって、圧力Ｐ２３が減圧されて出力されるＰＬＳ圧は自連の負荷圧Ｐ３３より低い圧力となる。ポンプ圧力Ｐ１３は、このＰＬＳ圧より基準差圧Ｐｒｅｆだけ高い圧力となるので、可変オリフィス３０１ａ，３０１ｂの前後差圧はＰｒｅｆより小さくなり制御流量が減少する。また、負荷圧Ｐ３３が高いほど出力されるＰＬＳ圧の低下量が増える。この特性は、シャトル３５５の大径部３５５ａ側の受圧面積比が１．０５に限定されるものではない。

この流量特性を数式を用いて具体的に説明する。シャトル３５５の小径側直径をｄ１、大径側直径をｄ２とし（図１５）、図１６に示すようにシャトル３５５が図の左側に移動した状態とすると、シャトル３５５の大径側直径ｄ２部にはＰＬＳポート３８０から圧力Ｐ１８が作用し、小径側直径ｄ１部には圧力Ｐ３３が作用するので、シャトル３５５に左右から作用する圧力の関係は、数式６のような関係になる。

前記したようにシャトル３５５の直径の関係は、ｄ２＞ｄ１であるため、Ｐ３３が増加すればＰ１８は減少する。

この関係を入力側の圧力からみると、圧力Ｐ１８は最高負荷圧力ＰＬＳとして可変容量形ポンプ１１を傾転制御する傾転切換弁１４の入力部２０に導かれるので、ポンプ圧Ｐ１３は「Ｐ１３＝Ｐ１８＋Ｐｒｅｆ」となる。Ｐｒｅｆは基準差圧である。

そして、自連最高圧の場合には、ポンプ圧Ｐ１３と調整弁３１０の入力側の圧力Ｐ２３とＰＬＳ圧Ｐ１８と負荷側の圧力Ｐ３３との関係は、数式７〜１０のようになる。

一方、流量の関係は、一般に知られる流量式における流量係数を含む値を比例定数Ｃとすると数式１１で表すことができ、この数式１１と前記数式１０との関係から流量を表すと数式１２のようになる。Ｃは、一般に知られる流量式における流量係数を含む比例定数である。

このことから、負荷圧力Ｐ３１が上昇すると流量Ｑ２が減少するような関係が分かる。

なお、従来の構成ではシャトル３５５の直径ｄ１，ｄ２が同径であるため、数式１３で示すように流量Ｑ２は負荷圧に依存せず一定値となるような関係となる。

したがって、切換弁３０３に設けたシャトル３５５の面積差により、ＰＬＳポート３８０へ出力される圧力は、自連の負荷圧より減圧され、かつ負荷圧上昇に伴い減圧量が増加するため、この圧力に基準差圧Ｐｒｅｆだけ高いポンプ圧力とコンペンセータ上流圧力との差圧が負荷圧の上昇に伴って減少することにより、上述した図９(a) に実線で示すように、負荷圧力の上昇に伴って負荷への流量が減少するような流量特性を持たせている。

自連単独動作時、および複合動作で自連最高圧時に、特定の連が負荷圧に依存して絞り３５９の前後差圧が減少することによって負荷圧依存型コンペンセータの機能を有することとなり、安定したロードセンシング機能を備えた流量制御システム２を構築することができる。

なお、この多連型の流量制御システム２においても、複数の油圧制御装置３００が複合動作しているので、異径シャトル３５５を設けていない他連が最高負荷圧力の場合には図９(b) の点線より左部分に示すように、負荷圧が上昇しても流量が減少するような流量特性とはならず一定の流量特性となるが、異径シャトル３５５を設けた自連が最高負荷圧力となったら、図９(b) の点線より右部分に示すように、負荷圧の上昇に伴って流量が減少するような流量特性となり、負荷圧力の上昇に伴って負荷への流量が減少するような流量特性とすることができる。

さらに、このような油圧制御装置３００を用いることにより、絞り３５９による流量制御動作とは独立して、調整弁３１０に設けた切換弁３０３によって常時最高負荷圧力ＰＬＳの調節を行うことができ、圧力制御装置３００の小型化を図ることができる。

しかも、この油圧制御装置３００によれば、切換弁３０３によって、負荷圧力が上昇するほど負荷への流量が減少するような流量特性を持たせることができるので、負荷流量を少なくしたい高圧になるほどポンプ圧力と負荷圧との差圧を小さく制御することができ、油圧制御装置３００の省エネルギー化を図ることができる。

また、この油圧制御装置３００をハンチングし易いアクチュエータの連に適用することにより、ブリードオリフィス２１を従来に比べて小さくすることができるので、ブリード量が少なくなることにより、複合動作中の負荷圧最高連が切り換わる際に発生する流量変化を小さくでき、系の安定化を図ることができる。

特に、前記油圧制御装置３００を旋回モータの連に用いると、旋回モータのリリーフ弁から逃がす流量を小さくできるので、省エネルギ化を実現することができる。

なお、このように構成された油圧制御装置３００によれば、負荷の変動や、ポンプ流量の変動、中立からのインチング動作に対して、シリンダを用いて負荷を制御する機械（例えば、油圧ショベルのバケット。）での寸落（一定範囲の急激な下降）を防止することができる。これにより、ロードセンシング機能の安定性を向上させることができる。
（Ｃ）第３実施形態
図１７は本願発明の第３実施形態に係る油圧制御装置を使用した多連型の流量制御システムを示す系統図である。図１８は図１７に示す油圧制御装置のコンペンセータ部分を拡大した系統図である。図１９は図１７に示す油圧制御装置の要部を示す断面図である。

この第３実施形態も、上述した第１実施形態と同様に、多連型の流量制御システムに使用される油圧制御装置の一例として２連を例にしている。この第３実施形態における油圧制御装置の可変容量形ポンプ制御部によるロードセンシング機能等は、上述した第１実施形態の流量制御システム１と同一であるため、上述した第１実施形態と同一の構成には同一の符号を付して、その詳細な説明は省略する。また、上述した第２実施形態と同一の構成にも、その符号を付して説明する。この第３実施形態において、上述した油圧制御装置１００に対応する構成には、符号を４００番台に置き換えて付し、その詳細な説明は省略する。

（１）可変容量形ポンプ制御部によるロードセンシング機能
図１７に示す系統図において、図の左側に示す第３実施形態に係る油圧制御装置４００以外は、上述した第１実施形態の図１に示す構成と同一である。そのため、油圧制御装置４００以外の構成については、上述した第１実施形態における「（１）可変容量形ポンプ制御部によるロードセンシング機能」と同一の符号を付して、その詳細な説明は省略する。なお、この第３実施形態では油圧制御装置４００が第１実施形態と異なるので、全体を流量制御システム３で示す。

（２）油圧制御装置
図１７に示す流量制御システム３は、油圧制御装置４００，２００を備える。各油圧制御装置４００，２００の構成はほぼ同じであるが、油圧制御装置４００は、圧力調整弁に関する構成が、上述した図１に示す油圧制御装置１００と異なっている。

図１７に示すスプール弁４０１の機能は、上述した第１実施形態における「（２）油圧制御装置」と同一であるため、その詳細な説明は省略する。

図１７に示すように、油圧制御装置４００に備えられた圧力調整弁（以下、「調整弁」）４１０は、コンペンセータ４０２と切換弁４０３とを備えており、切換弁としての機能と逆止弁としての機能とを具備している。

コンペンセータ４０２は、２つのポートを備えており、２つの状態を切り換えることができる。切換弁４０３は、４つのポートを備えており、２つの状態を切り換えることができる。切換弁４０３は、コンペンセータ４０２に内蔵され、コンペンセータ４０２に対して独立して機能する。

コンペンセータ４０２は、この切換弁４０３の移動によってＰＬＳポート４８０から導かれる最高負荷圧力ＰＬＳと調整弁４１０に備えられたバネ４６５の弾性力Ｆにより加算される力とによる合計力（ＰＬＳ＋Ｆ／Ｓ；Ｆはバネの弾性力；Ｓは、油圧作用面の面積）、又は、切換弁４０３の移動によって第２流路４３１，４３２から導かれる圧力Ｐ３４と調整弁４１０に備えられたバネ４６５の弾性力Ｆにより加算される力とによる合計力（Ｐ３４＋Ｆ／Ｓ；Ｆはバネの弾性力；Ｓは、油圧作用面の面積）、のいずれか高い方の力によって絞り４５９を閉じる方向に移動する。このコンペンセータ４０２が移動することにより、絞り４５９（コンペンセート部）の開口面積が制御される。

調整弁４１０の入口側の圧力Ｐ２４が前記合計力（ＰＬＳ＋Ｆ／Ｓ）よりも低い場合には、入力ポート４０２ａと出力ポート４０２ｂの間が閉じられる方向に力が作用する。その結果、開口面積が小さくなり、Ｐ２４＝（ＰＬＳ＋Ｆ／Ｓ）となるように制御される。すなわち、図において絞り４５９が絞られた状態となる。また、圧力Ｐ２４が前記合計力（ＰＬＳ＋Ｆ／Ｓ）よりも高い場合には、入力ポート４０２ａは、圧力Ｐ２４の値に応じて開口する絞り４５９を介して出力ポート４０２ｂと接続される。この時、絞り４５９の開きが大きくなり、Ｐ２４＝（Ｐ３４＋Ｆ／Ｓ）となる。

そして、図１８に示すように、この第３実施形態では、調整弁４１０を軸方向に移動させるコンペンセータ４０２の受圧面積を異ならせている。図示する例では、コンペンセータ４０２のポンプポート側の圧力Ｐ２４が作用する図の左側が［１］であるのに対して、流路４３１，４３２側の圧力Ｐ３４が作用する図の右側を［１．０５］としている。つまり、流路４３１，４３２側の圧力Ｐ３４（負荷圧）が作用する調整弁４１０の入力部４０２ｃの受圧面積が大きくなるような［１：１．０５］の受圧面積差を持たせている。

このような受圧面積差とすることにより、コンペンセータ４０３の動作条件を、［負荷圧×１．０５＝ポンプ圧×１．０］としている。ここで、負荷圧は、圧力Ｐ３４側の圧力からバネ４６５（図１７）の弾性力Ｆを減算した力である。このような動作条件とすることにより、受圧面積差とバネの弾性力とが一定（実際には撓みによって変動するが、一定と仮定する）であるので、負荷圧側が上昇するのに伴ってポンプ圧側との差圧が減少し負荷圧に依存する流量特性を持たせることができる。この受圧面積差は一例であり、後述するように、負荷圧力の上昇に伴って流量が減少するような条件を満足するように、使用条件等に応じて設定すればよい。

一方、前記切換弁４０３は、ＰＬＳポート４８０から導かれる最高負荷圧力ＰＬＳと、前記コンペンセータ４０２の出力ポート４０２ｂから出力される作動油の圧力Ｐ３４との高低によって切り換る。

最高負荷圧力ＰＬＳが圧力Ｐ３４よりも高い場合、図の右側に切り換り、ＰＬＳポート４８０から最高負荷圧力ＰＬＳがコンペンセータ４０２の入力部４０２ｃに供給される。一方、最高負荷圧力ＰＬＳが圧力Ｐ３４よりも低い場合、図の左側に切り換り、コンペンセータ４０２の入力部４０２ｃには、コンペンセータ４０２の出力ポート４０２ｂから圧力Ｐ３４が供給される。調整弁４１０に供給された作動油（圧力Ｐ２４）は、切換弁４０３を介して圧力Ｐ３４まで減圧されて最高負荷圧力ＰＬＳポート４８０に供給される。このように自連負荷圧が最高圧力の場合、この切換弁４０３の切り換えと、前記コンペンセータ４０２の切り換えとにより、この圧力Ｐ２４が減圧されて圧力Ｐ３４と同等の圧力となるように減圧される。これにより、流量制御システム３内の最高負荷圧力ＰＬＳが圧力Ｐ３４に更新され、圧力Ｐ３４が最高負荷圧力ＰＬＳとなる。

（３）油圧制御装置の具体的な構成
以下、油圧制御装置４００の具体的な構成、および機能について詳細に説明する。

図１９に示すように、前記油圧制御装置４００の本体４０５には、スプール弁４０１と、このスプール弁４０１と交わる各流路４３０〜４３４と、ポンプポート４２０と、タンクポート４２１（図１７）と、ＰＬＳポート４８０と、アクチュエータ４４０（図１７）と連通されるポートＡ１，Ｂ１とが設けられている。そして、流路４３０〜４３２が交わる中央部に調整弁４１０が設けられている。これらスプール弁４０１と流路４３０〜４３２との関係は、上述した第１実施形態における「（３）流用制御装置の具体的な構成」の記載と同一であるため、４００番台の符号を付して詳細な説明は省略する。

前記本体４０５の調整弁４１０が設けられる位置には、図の上部から、直径Ｄ５，深さＬ５の第５シリンダ部、直径Ｄ１，深さＬ１の第１シリンダ部、直径Ｄ２，深さＬ２の第２シリンダ部、直径Ｄ６，深さＬ６の第６シリンダ部および直径Ｄ３，深さＬ３の第３シリンダ部が同軸上に連続して設けられている。この第３実施形態では、５段のシリンダ部が設けられている。

第１シリンダ部の側部に、前記ＰＬＳポート４８０が設けられている。また、この実施形態では、第５シリンダ部の側部にドレンポート４８１が設けられている。第２シリンダ部と第６シリンダ部の連結部と、第６シリンダ部と第３シリンダ部との連結部には、段差が設けられている。第６シリンダ部の下部側面は、流路４３１および流路４３２と連通する開口部となっている。

このようなシリンダ部で形成されたケーシング穴４０６には、調整弁４１０を収納するスリーブ４７０が設けられている。この実施形態におけるスリーブ４７０は、上部スリーブ４７０Ａと下部スリーブ４７０Ｂとに分割された２つの部品で構成されている。これら上部スリーブ４７０Ａと下部スリーブ４７０Ｂとによって、本体４０５との間で調整弁４１０を収納している。このスリーブ４７０は、下方が開口し、外径が直径Ｄ２，Ｄ１，Ｄ５の３段で形成された略円筒状となっている。スリーブ４７０は、下部スリーブ４７０Ｂの下端が前記第２シリンダ部と第６シリンダ部との連結部の段差に当接した状態で、押え部４７０ａをボルト４７０ｂで固定することによって本体４０５に取付けられている。スリーブ４７０の各シリンダ部と本体４０５との間は、シール４７３，４７４，４７５によって液密が保たれている。

スリーブ４７０Ａ，４７０Ｂの分割位置は、前記したように、コンペンセータ４０２の受圧面積に「１：１．０５」の面積差を持たせているので、そのコンペンセータ４０２の径差分で内径を異ならせている。スリーブ４７０Ａの内径は径の大きな直径Ｄ７で形成され、スリーブ４７０Ｂの内径は直径Ｄ４で形成されている。この直径Ｄ７と直径Ｄ４との間では径差を設けているが、直径Ｄ４と直径Ｄ３とは同径で形成されている。

スリーブ４７０の直径Ｄ１の位置には、貫通孔４７２（第２孔）が設けられている。この貫通孔４７２は、前記前記シール４７４，４７５でシールして液密な空間に区画した面に設けられている。ＰＬＳポート４８０に他の連の最高負荷圧力ＰＬＳが供給された場合には、貫通孔４７２を通じてスリーブ４７０の内側へと導くことができる。さらに、シール４７３，４７４でシールした間のスリーブ４７０Ｂの直径Ｄ１の位置には、圧抜孔４７６が設けられている。この圧抜孔４７６は、コンペンセータ４０２の径が異なるスリーブ４７０Ａ，４７０Ｂの分割位置に設けられたドレン孔であり、前記ドレンポート４８１と連通している。

スリーブ４７０に収納される調整弁４１０は、上部が大径の直径Ｄ７で下部が小径の直径Ｄ４となった２段の円柱状のピストンに形成されており、その下部に直径Ｄ４と同径で形成された直径Ｄ３の絞り４５９を備えている。この絞り４５９は、流路４３０と流路４３１，４３２との連通面積を調整する縦長の開口で形成されている。この絞り４５９は、流路４３０（第１流路）に流れる作動油の圧力Ｐ２４と、ポンプポート４２０の圧力Ｐ１４との差が一定となるように、調整弁４１０が上下動することにより面積が変化して圧力を調整する。

前記上部スリーブ４７０Ａは、この調整弁４１０が内部に収納された状態で、調整弁４１０の上部と上部スリーブ４７０Ａとの間に直径Ｄ７の圧力室４６４を形成している。この圧力室４６４には、所定の弾性力を有するバネ４６５が設けられている。この圧力室４６４が、入力部４０２ｃ（図１７）である。

図２０は図１９に示すコンペンセータの構成を示す斜視図である。この図では部分的に誇張している。前記コンペンセータ４０２は、孔４５０、横孔４５１、連通溝４５２、孔４５４、孔４５６、小径部４５３、環状溝部４４９、小径溝部４７７、係止部４５７を備えている。孔４５４はシャトル４５５が移動する孔であり、孔４５０、横孔４５１および孔４５６と交わるように横向きに設けられている。

孔４５４と交わる孔４５０は、頂部に形成される圧力室４６４（図１９）と連通するように縦向きに設けられている。横孔４５１は、環状溝部４４９と連通するように横向きに設けられている。孔４５４と交わる孔４５６は、流路４３０（図１９）と連通するように縦向きに設けられている。

そして、この実施形態のコンペンセータ４０２は、前記小径溝部４７７の上部が直径Ｄ７の大径上部４４８に形成され、小径溝部４７７の下部が直径Ｄ４と、直径Ｄ３（直径Ｄ４と同径）とで形成されている。つまり、このコンペンセータ４０２は、下面の第１流路４３０の圧力Ｐ２４（図１９）が作用する下側の直径Ｄ３が小径で、上面の第２流路である流路４３１，４３２、又はＰＬＳポート４８０の最高負荷圧力ＰＬＳが作用する上側の直径Ｄ７が大径となるように形成されている。この例では、下側の直径Ｄ３を「１」とすると、上側の直径Ｄ７を「１．０５」とし、上下に「１：１．０５」の受圧面積差を設けた異径コンペンセータ４０２としている。

また、孔４５４の外端は前記環状溝部４４９に開口している。さらに、連通溝４５２は、小径部４５３と環状溝部４４９とを連通させるように所定の箇所に縦向きに設けられている。横孔４５１の外周は、環状溝部４４９に開口している。これにより、ＰＬＳポート４８０（図１９）の最高負荷圧力ＰＬＳを、小径部４５３と連通溝４５２とを介して環状溝部４４９と横孔４５１とに導いている。これにより、ＰＬＳポート４８０の最高負荷圧力ＰＬＳ（図１９）を、孔４５４の外端に導いている。

円柱状の小径部４５３は、図１９に示すように、コンペンセータ４０２をスリーブ４７０に収納して上下移動させても、スリーブ４７０の貫通孔４７２と常に連通する範囲に設けられている。

さらに、前記小径溝部４７７は、コンペンセータ４０２がスリーブ４７０内で上下移動しても、コンペンセータ４０２の大径上部４４８の直径Ｄ７と直径Ｄ４との差の隙間を介して、スリーブ４７０Ｂに設けた圧抜孔４７６と常に連通する範囲に設けられている。これにより、小径溝部４７７の上部の直径Ｄ７と下部の直径Ｄ４との径差による受圧面積差で生じる圧力差を、常に圧抜孔４７６から逃がすようにしている。つまり、コンペンセータ４０２の上下動時に生じる小径溝部４７７内の圧を常に圧抜孔４７６からドレンポート４８１に抜くようにして、コンペンセータ４０２が移動した時に小径溝部４７７内に生じる圧を逃がしている（図１９）。このドレンポート４８１は、図１７の系統図では省略されている。

前記係止部４５７は、環状の突起部であり、絞り４５９の上部に設けられている。係止部４５７は、図示するように上方に向けて直径が大きくなるテーパ面に加工されており、このテーパ面が図１９に示すように、本体４０５の直径Ｄ３，深さＬ３の第３シリンダ部の上端角部（第６シリンダ部と第３シリンダ部との間の段差部分）に当接するように形成されている。絞り４５９は、コンペンセータ４０２の上昇に伴って開口面積が増加する縦長の開口で構成されている。

また、コンペンセータ４０２は、図１９に示すように、係止部４５７が第６シリンダ部と第３シリンダ部の段差部分に接している状態で、流路４３０と流路４３１，４３２との間を完全に閉塞するように構成されている。この状態で、前記孔４５４は、スリーブ４７０の下端よりも下側に下がらない位置に設けられている。なお、コンペンセータ４０２の側部には、切欠部４６０および流路４６１が設けられている。これらは、流路４３２、流路４３１と孔４５４とを連通させている。

このように、第３実施形態では、コンペンセータ４０２の下面の圧力Ｐ２４が作用する直径Ｄ３と、上面の圧力Ｐ３４又は最高負荷圧力ＰＬＳが作用する直径Ｄ７とに径差（面積差）を設けている。

図２１は図２０のコンペンセータに内蔵する切換弁のシャトルを示す斜視図である。図示するように、シャトル４５５には、円柱状の小径部４５５ａと、この小径部４５５ａから一方に離れた所定位置の油圧バランス用油溝４５５ｂと、他方の端部の小径部４５５ｃとが設けられている。小径部４５５ａと小径部４５５ｃとの間に形成された大径部４５５ｄと他の大径部４５５ｅ，４５５ｆは、孔４５４に内蔵して摺動可能な同径で形成されている。大径部４５５ｆは、以下、「頭部」ともいう。

前記大径部４５５ｅ，４５５ｆの位置および軸方向長さは、図１９において、シャトル４５５が孔４５４の左側にあるときに孔４５６と小径部４５５ａの周囲とが連通し、シャトル４５５が孔４５４の右側にあるときに孔４５６を遮断して小径部４５５ａと孔４５０とが連通するように設定されている。小径部４５５ｃは、シャトル４５５が右端に移動したときに孔４５０と流路４６１との連通を塞ぐ軸方向長さで形成されている。

シャトル４５５は、図１９に示すように、孔４５４内に液密な状態で左右に摺動可能な状態で内蔵され、このシャトル４５５がコンペンセータ４０２の孔４５４に内蔵された状態で摺動し、孔４５０、横孔４５１，孔４５６（第１孔）、流路４６１を連通／遮断することで、切換弁４０３として機能する。

また、図１９に示すように、ＰＬＳポート４８０、貫通孔４７２、小径部４５３、連通溝４５２、環状溝部４４９を介して孔４５４に入力される作動油（この作動油の圧力は、最高負荷圧力ＰＬＳ）は、シャトル４５５の頭部（図の左側）に作用する作動油と、環状溝部４４９から横孔４５１を介して小径部４５５ａに作用する作動油とになる。さらに、シャトル４５５には、孔４５６から圧力Ｐ２４の作動油が作用し、流路４６１から圧力Ｐ３４の作動油が作用している。したがって、これらの作動油の圧力バランスによって、シャトル４５５は移動する。つまり、図１９において、シャトル４５５は、左右から作用する圧力の大小関係に応じて独立的に左右に移動する。

しかも、このように圧力差に応じて移動するシャトル４５５により、シャトル４５５が移動した時に、孔４５６が孔４５４と連通する開口面積を変化させて、孔４５６から孔４５４へ流れ込んで横孔４５１へと流れる作動油を減圧する減圧機能を切換弁４０３に持たせている。

図１９は、他の連が最高負荷圧力ＰＬＳの状態を示しており、ＰＬＳポート４８０から貫通孔４７２と、小径部４５３を介して、孔４５４の図示する左側に他の連の最高負荷圧力ＰＬＳが作用するので、シャトル４５５は図の右端に移動した状態となっている。なお、自連が最高負荷圧力ＰＬＳの場合には、最高負荷圧力ＰＬＳである流路４３２内の作動油（圧力はＰ３４）が、切欠部４６０、流路４６１を介して孔４５４の図示する右側に作用するので、シャトル４５５は図の左側に移動する。このように、シャトル４５５は、軸方向に作用する圧力の大小関係に応じて、コンペンセータ４０２とは独立して左右に移動する。

また、このように圧力の大小関係に応じてシャトル４５５が移動することにより、スリーブ４７０の圧力室４６４には、小径部４５３から連通溝４５２、環状溝部４４９、横孔４５１、孔４５０を介してＰＬＳポート４８０の圧力、又は流路４６１、孔４５４、孔４５０を介して流路４３１，４３２の圧力、の流量制御システム３内で最大の最高負荷圧力ＰＬＳが供給される。図１９は、他の連が最高負荷圧力の場合であるため、ＰＬＳポート４８０の圧力が、小径部４５３から連通溝４５２、環状溝部４４９、横孔４５１、孔４５０を介して圧力室４６４に作用している。したがって、この状態の調整弁４１０は、最高負荷圧力ＰＬＳ×ＳＤ７（但し、ＳＤ７は、最高負荷圧力ＰＬＳが作用する調整弁４１０の上面の直径Ｄ７の面積）に、この調整弁４１０の位置に応じて決まるバネ４６５の弾性力Ｆを加算した力（ＰＬＳ×ＳＤ７＋Ｆ）で下向きに付勢されている。この時、調整弁４１０には、流路４３０に流れ込む作動油により、圧力Ｐ２４×ＳＤ３（但し、Ｐ２４は、流路４３０内の圧力。ＳＤ３は、圧力Ｐ２４が作用する調整弁４１０の下面の直径Ｄ３の面積）で上向きに付勢されているが、調整弁４１０の上面に作用する力の方が大きいため、係止部４５７が本体４０５と密着する下向きに押圧された状態となっている。

しかも、この実施形態では、コンペンセータ上部の圧力室４６４側の直径Ｄ７の受圧面積を、下部の流路４３０側の直径Ｄ３の受圧面積に対して、［１．０５：１］の面積差を設けて大きくすることにより、流路４３１（４３２）側の圧力、すなわち負荷圧力が上昇して圧力室４６４に作用する圧力が上昇すれば、コンペンセータ４０２がより絞り４５９を閉じる方向に力が作用して、負荷圧力が上昇すると負荷への流量が減少するような流量特性を持たせている。このように、この第３実施形態では、コンペンセータ４０２を移動させる受圧面積ＳＤ７とＳＤ３とに所定の面積差を設け、これらの大小関係を調節することによって、負荷圧に対する流量制御特性を調整している。

なお、このコンペンセータ４０２の上部の直径Ｄ７の面積ＳＤ７と、下部の直径Ｄ３の面積ＳＤ３との面積差を、ＳＤ７＞ＳＤ３（例えば、ＳＤ７をＳＤ３に比べて１％〜１０％程度大きくする）とすることにより、自連が最高圧の場合に、流量特性を、負荷圧力が上昇するのに伴って負荷流量が減少するような流量特性に変更することができる。

前記調整弁４１０の逆止弁としての機能は、環状の係止部４５７が絞り４５９を閉じて本体４０５と密着することにより発揮される。つまり、流路４３０内の圧力が流路４３２および流路４３１の圧力より低下した場合、係止部４５７は、流路４３０と流路４３１および流路４３２との間を遮断するように本体４０５と密接し、流路４３１および流路４３２から流路４３０へ作動油が逆流するのを防止する逆止弁となる。この時、本体４０５の第２シリンダ部と第３シリンダ部との段差部分の角部が、係止部４５７に接する弁座として機能する。

（４）駆動例
図２２は図１９の構成において自連が最高負荷圧力の場合のコンペンセータと切換弁の状態を示す断面図である。この状態は、流路４３２内の圧力Ｐ３４がシステム１内の他の連の最高負荷圧力ＰＬＳよりも高い状態である。作動油の流れを矢印で示す。

この図は自連が最高負荷圧力であるため、流路４３２内の作動油が切欠部４６０、流路４６１を介して孔４５４に導かれ、シャトル４５５は、図示するように左側に移動させられる。図ではシャトル４５５が左端に位置する例を示しているが、圧力のバランスによって必ずしも左端とは限らず、シャトル４５５の頭部に作用する圧力と、流路４６１から作用する圧力とのバランスする位置となるように、孔４５６から流入する直前の圧力Ｐ２４が減圧される。すなわち、孔４５６から孔４５４を介して横孔４５１へ流れる流路４３０内の作動油（この作動油の圧力はＰ２４）は、孔４５６と孔４５４とが連通する部分の面積変化に応じて圧力Ｐ３４まで減圧されながら流れるように調整され、ＰＬＳ圧として圧力Ｐ３４が出力される。図示する状態では、圧力室４６４に圧力Ｐ３４の作動油が導かれている。

つまり、この孔４５６から孔４５４に作動油が流れる時の圧力Ｐ２４の減圧は、孔４５６と孔４５４とが連通した状態で、シャトル４５５の小径部４５５ａと孔４５０とが連通しないように設定されているため、シャトル４５５の小径部４５５ａに孔４５６から導かれる圧力Ｐ２４（ＰＬＳ）がシャトル右側に導かれる圧力Ｐ３４と同等の圧力となるように圧力調整される。この調整は、シャトル４５５が、このシャトル４５５に働く力がバランスするように移動して行われる。

そして、この孔４５６からシャトル４５５の小径部４５５ａに流れ込む作動油は、大径部４５５ｅによって流量が絞られながら孔４５４に流れ込み、小径部４５５ａから横孔４５１、環状溝部４４９、連通溝４５２、小径部４５３を介して貫通孔４７２からＰＬＳポート４８０に供給される。これにより、流量制御システム３の最高負荷圧力ＰＬＳが圧力Ｐ３４に更新される。このＰＬＳポート４８０に供給された作動油のＰＬＳライン１８での減圧は、上述した第１実施形態の作用と同一であるため、その説明は省略する。

しかも、この第３実施形態によれば、図１８に示すように、ＰＬＳポート４８０へ流れる作動油の圧力を制御する切換弁４０３のコンペンセータ４０２に、圧力室４６４側の受圧面積が［１．０５］であるのに対して、流路４３０側の受圧面積が［１］となるように受圧面積差を設けているので、この受圧面積差によって、自連の圧力Ｐ３４の上昇に伴ってポンプ圧力と圧力Ｐ２４との差圧が減少し、負荷圧上昇に伴って流量がより減少するような流量特性とすることができる。

この流量特性を数式を用いて具体的に説明する。前記図１９に示すコンペンセータ４０２の直径Ｄ３で示す下部の小径側受圧面積をＡ２４、直径Ｄ７で示す上部の大径側受圧面積をＡ３４とし、コンペンセータ４０２の入口側の圧力をＰ２４とし、Ｐ３４が最高圧とすると、図２２のように圧力室４６４には圧力Ｐ３４とバネ４６５の弾性力Ｆとが作用している関係から、次の数式１４，１５が成立する。

そして、これらの関係から、コンペンセータ４０２の入口側の圧力Ｐ２４と出口側の圧力Ｐ３４との差圧は、数式１６，１７で表すことができる。

ここで、可変容量形ポンプ１１の吐出圧力をＰｄとすると、この吐出圧力Ｐｄと出口側の圧力Ｐ３４（この場合、最高負荷圧力ＰＬＳ）との関係は、「Ｐｄ−Ｐ３４＝（Ｐ−Ｐ２４）＋（Ｐ２４−Ｐ３４）＝Ｐｒｅｆ」となり、その差圧は一定のＰｒｅｆとなる。

一方、コンペンセータ４０２に供給される作動油の流量としては、数式１８で表すことができる。

ここで、前記「Ａ２４×Ｐ２４＝Ａ３４×Ｐ３４＋Ｆ」の関係から流量を表すと、数式１９，２０のようになる。Ｃは、一般に知られる流量式における流量係数を含む比例定数である。

この数式２０の［Ｐｄ−Ｐ３４］は、ポンプ吐出圧力Ｐｄと負荷圧との差圧であるため、一定の基準差圧Ｐｒｅｆとなり、流量Ｑ３は数式２１のようになる。

Ａ３４／Ａ２４＞１ としているので、圧力Ｐ３４が上昇すると流量Ｑ３が減少する。

したがって、調整弁４１０に設けたコンペンセータ４０２の面積差により、負荷圧力Ｐ３４の上昇に伴ってよりコンペンセータ４０２を閉じて負荷への流量を減らすことができるので、これにより、負荷圧力が上昇すれば、ポンプ圧と圧力Ｐ２４との差圧が小さくなるようにコンペンセータ４０２によって制御され、上述した図９(a) に実線で示すように、負荷圧力の上昇に伴って負荷への流量が減少するような流量特性を持たせている。

自連単独動作時、および複合動作で自連最高圧時に、特定の連が負荷圧に依存して絞り４５９による制御流量が制限される負荷圧依存型コンペンセータの機能を有することとなり、安定したロードセンシング機能を備えた流量制御システム３を構築することができる。

なお、この多連型の流量制御システム３においても、複数の油圧制御装置４００が複合動作しているので、異径コンペンセータ４０２を設けていない他連が最高負荷圧力の場合には図９(b) の点線より左部分に示すように、負荷圧が上昇しても流量が減少するような流量特性とはならず一定の流量特性となるが、異径コンペンセータ４０２を設けた自連が最高負荷圧力となったら、図９(b) の点線より右部分に示すように、負荷圧の上昇に伴って流量が減少するような流量特性となり、負荷圧力の上昇に伴って負荷への流量が減少するような流量特性とすることができる。

さらに、このような油圧制御装置４００を用いることにより、絞り４５９による圧力調整動作とは独立して、調整弁４１０に設けた切換弁４０３によって常時最高負荷圧力ＰＬＳの調節を行うことができ、圧力制御装置４００の小型化を図ることができる。

しかも、この油圧制御装置４００によれば、コンペンセータ４０２によって、負荷圧力が上昇するほど負荷への流量が減少するような流量特性を持たせることができるので、負荷流量を少なくしたい高圧になるほどポンプ圧力と負荷圧との差圧を小さく制御することができ、油圧制御装置４００の省エネルギー化を図ることができる。

また、この油圧制御装置４００をハンチングし易いアクチュエータの連に適用することにより、ブリードオリフィス２１を従来に比べて小さくすることができるので、ブリード量が少なくなることにより、複合動作中の負荷圧最高連が切り換わる際に発生する流量変化を小さくでき、系の安定化を図ることができる。

特に、前記油圧制御装置４００を旋回モータの連に用いると、旋回モータのリリーフ弁から逃がす流量を小さくできるので、省エネルギ化を実現することができる。

なお、このように構成された油圧制御装置４００によれば、負荷の変動や、ポンプ流量の変動、中立からのインチング動作に対して、シリンダを用いて負荷を制御する機械（例えば、油圧ショベルのバケット。）での寸落（一定範囲の急激な下降）を防止することができる。これにより、ロードセンシング機能の安定性を向上させることができる。

以上のように、油圧制御装置１００，３００，４００によれば、流量特性を変化させたことによって、流量を少なくしたい高圧領域ほどポンプ圧力と負荷圧との差圧が小さくなり、負荷圧力の増加に伴って負荷への流量が減少する流量特性とすることができるので、慣性体制御時等に負荷が増加しても制御速度を低下させて振動現象を抑制することができる。

なお、上述したいずれの実施形態も多数連の流量制御システムの一例として２連の流量制御システムを例にして説明したが、３連以上のより多数連の流量制御システムであっても同様に適用することができる。また、図示する左側の油圧制御装置１００，３００，４００のみの流量特性を変化させる場合を説明したが、他の連の油圧制御装置の流量特性を変化させるように構成しても、多数の油圧制御装置の流量特性を変化させるように構成してもよく、本願発明は上述した実施形態に限定されるものではない。

さらに、上述した各実施形態は一実施形態であり、本願発明の要旨を損なわない範囲での種々の変更は可能であり、本願発明は上述した実施形態に限定されるものではない。

本願発明に係る油圧制御装置は、ロードセンシングシステムで、慣性体制御時に発生する可能性がある振動現象を、負荷増加時に制御速度を低下させて抑制することができるように負荷圧依存流量特性が必要な、産業車両等の流量制御システムに好適である。

本願発明の第１実施形態に係る油圧制御装置を使用した多連型の流量制御システムを示す系統図である。 図１に示す油圧制御装置の要部を示す断面図である。 図２に示す絞り部分の拡大図である。 図２のコンペンセータを詳細に示す図であり、(a) は正面図、(b) は側面図、(c) はＣ−Ｃ断面図、(d) はＤ−Ｄ断面図である。 図４に示すコンペンセータの構成を示す斜視図である。 図５のコンペンセータに内蔵する切換弁のシャトルを示す斜視図である。 図２の構成において自連が最高負荷圧力の場合のコンペンセータと切換弁の状態を示す断面図である。 図２の構成において他連が最高負荷圧力の場合のコンペンセータと切換弁の状態を示す断面図である。 (a) は図２の構成における単独操作時の流量特性を示すグラフであり、(b) は複合操作時の流量特性を示すグラフである。 図１に示す油圧制御装置の流量特性を説明するための油圧回路図である。 本願発明の第２実施形態に係る油圧制御装置を使用した多連型の流量制御システムを示す系統図である。 図１１に示す油圧制御装置の切換弁部分を拡大した系統図である。 図１１に示す油圧制御装置の要部を示す断面図である。 図１３に示すコンペンセータの構成を示す斜視図である。 図１４のコンペンセータに内蔵する切換弁のシャトルを示す斜視図である。 図１３の構成において自連が最高負荷圧力の場合のコンペンセータと切換弁の状態を示す断面図である。 本願発明の第３実施形態に係る油圧制御装置を使用した多連型の流量制御システムを示す系統図である。 図１７に示す油圧制御装置のコンペンセータ部分を拡大した系統図である。 図１７に示す油圧制御装置の要部を示す断面図である。 図１９に示すコンペンセータの構成を示す斜視図である。 図２０のコンペンセータに内蔵する切換弁のシャトルを示す斜視図である。 図１９の構成において自連が最高負荷圧力の場合のコンペンセータと切換弁の状態を示す断面図である。 従来の油圧制御装置の構成を示す断面図である。

符号の説明

１，２，３…流量制御システム
１０…可変容量形ポンプ制御部
１１…可変容量形ポンプ
１３…傾転制御装置
１４…傾転切換弁
１８…ＰＬＳライン
２１…ブリードオリフィス
５０…給油ライン
５１…排油ライン
１００…油圧制御装置
１０１…スプール弁
１０２…コンペンセータ
１０３…切換弁
１０５…本体
１１０…調整弁
１２０…ポンプポート
１２１…タンクポート
１３０…流路
１３１…流路
１３２…流路
１３３…流路
１３４…流路
１４５…中間絞り
１４９…環状溝部
１５０…孔
１５１…横孔
１５２…連通溝
１５３…小径部
１５４…孔
１５５…シャトル
１５６…孔
１５７…係止部
１５９…絞り
１６４…圧力室
１７０…スリーブ
１７１…小径部
１７２…貫通孔
１８０…ＰＬＳポート
２００…油圧制御装置
３００…油圧制御装置
３０１…スプール弁
３０２…コンペンセータ
３０３…切換弁
３０５…本体
３１０…調整弁
３２０…ポンプポート
３２１…タンクポート
３３０…流路
３３１…流路
３３２…流路
３３３…流路
３３４…流路
３４９…環状溝部
３５０…孔
３５１…横孔
３５２…連通溝
３５３…小径部
３５４…孔
３５５…シャトル
３５６…孔
３５７…係止部
３５９…絞り
３６４…圧力室
３７０…スリーブ
３７１…小径部
３７２…貫通孔
３７６…圧抜孔
３７７…小径溝部
３７８…抜き孔
３８０…ＰＬＳポート
３８１…ドレンポート
４００…油圧制御装置
４０２…コンペンセータ
４０３…切換弁
４０５…本体
４１０…調整弁
４２０…ポンプポート
４２１…タンクポート
４３０…流路
４３１…流路
４３２…流路
４３３…流路
４３４…流路
４４８…大径上部
４４９…環状溝部
４５０…孔
４５１…横孔
４５２…連通溝
４５３…小径部
４５４…孔
４５５…シャトル
４５６…孔
４５７…係止部
４５９…絞り
４６４…圧力室
４７０…スリーブ
４７１…小径部
４７２…貫通孔
４７６…圧抜孔
４７７…小径溝部
４８０…ＰＬＳポート
４８１…ドレンポート
Ａ１…ポート
Ｂ１…ポート

Claims (10)

1. 可変容量形ポンプで駆動する複数のアクチュエータの負荷圧力の中の最高負荷圧力を検出し、当該検出した最高負荷圧力よりも所定値だけ高くなるように前記可変容量形ポンプの吐出圧力を制御するロードセンシング機能を備えた多連型の流量制御システムに使用され、当該システム内の最高負荷圧力が供給される最高負荷圧力ポートを備える油圧制御装置において、
   前記可変容量形ポンプのポンプポートと可変オリフィスを介して連通する第１流路が入力ポートに接続され、アクチュエータと連通する第２流路が出力ポートに接続され、当該第２流路内の圧力に応じて前記第１流路の圧力を制御するために開口量が変化する絞りと、当該絞りを閉じる方向に力を作用させる圧力室とを有するコンペンセータと、
   前記可変オリフィス及びコンペンセータとは独立して作動し、前記第２流路内の圧力が当該システム内の他の連の最高負荷圧力よりも高い場合に前記第１流路の圧力を前記第２流路の圧力まで減圧し、当該減圧された圧力を前記最高負荷圧力ポートに供給する切換弁とを備え、
   当該切換弁を前記コンペンセータに内蔵するとともに、当該切換弁を、前記最高負荷圧力ポートの圧力と第２流路の圧力との偏差によってスライドし、当該スライドによって第１流路の圧力を最高負荷圧力ポートに導いて最高負荷圧力とする機能と、スライドによって最高負荷圧力である当該連の第２流路の圧力をコンペンセータの圧力室に導いて前記絞りを閉じる機能とを有するように構成し、
   当該切換弁から前記最高負荷圧力ポートに連なる流路に中間絞りを設けたことを特徴とする油圧制御装置。
2. 請求項１に記載の油圧制御装置において、
   前記コンペンセータに、前記第１流路と切換弁とを連通させる第１孔と、前記最高負荷圧力ポートと切換弁とを連通させる第２孔とを設け、
   前記切換弁を、当該第１孔内の圧力と、当該第２孔内の圧力と、前記第２流路内の圧力との高低に応じてコンペンセータとは独立して作動するように構成し、
   前記第２流路内の圧力が当該システム内の他の連の最高負荷圧力よりも高い場合には前記第１孔を第２孔と連通させて第２流路内の圧力でコンペンセータが絞りを閉じる方向に圧力を作用させる流路と、第２流路内の圧力が当該システム内の他の連の最高負荷圧力よりも低い場合には第１孔を閉じて第２孔に当該システム内の他の連の最高負荷圧力を導いてコンペンセータが絞りを閉じる方向に圧力を作用させる流路とを設けた油圧制御装置。
3. 請求項２に記載の油圧制御装置において、
   前記切換弁が移動する孔をコンペンセータの軸方向と交差する方向に設け、当該孔と連通するようにコンペンセータの外周に向けて前記第２孔を貫通させて設け、当該第２孔に前記中間絞りを設けた油圧制御装置。
4. 可変容量形ポンプで駆動する複数のアクチュエータの負荷圧力の中の最高負荷圧力を検出し、当該検出した最高負荷圧力よりも所定値だけ高くなるように前記可変容量形ポンプの吐出圧力を制御するロードセンシング機能を備えた多連型の流量制御システムに使用され、当該システム内の最高負荷圧力が供給される最高負荷圧力ポートを備える油圧制御装置において、
   前記可変容量形ポンプのポンプポートと可変オリフィスを介して連通する第１流路が入力ポートに接続され、アクチュエータと連通する第２流路が出力ポートに接続され、当該第２流路内の圧力に応じて前記第１流路の圧力を制御するために開口量が変化する絞りと、当該絞りを閉じる方向に力を作用させる圧力室とを有するコンペンセータと、
   前記可変オリフィス及びコンペンセータとは独立して作動し、前記第２流路内の圧力が切換弁小径部受圧面積に作用して生じる推力が、当該システム内の他の連の最高負荷圧力が切換弁大径部受圧面積に作用して生じる推力よりも大きい場合に前記第１流路の圧力を前記第２流路の圧力より一定の比率分だけ低い圧力まで減圧し、当該減圧された圧力を前記最高負荷圧力ポートに供給する切換弁とを備え、
   当該切換弁を前記コンペンセータに内臓してコンペンセータと一体的に移動するように構成し、
   当該切換弁を、前記最高負荷圧力ポート側を大径部に形成し前記第２流路側を小径部に形成して、最高負荷圧力ポート側の受圧面積が前記第２流路側の受圧面積よりも大きくなるように構成し、
   当該切換弁の小径部受圧面積に前記第２流路内の圧力が作用して生じる推力が、当該切換弁の大径部受圧面積にシステム内の他の連の最高負荷圧力が作用して生じる推力よりも大きい場合に前記第１流路の圧力を前記第２流路の圧力より一定の比率分だけ低い圧力まで調圧作動によって減圧して前記最高負荷圧力ポートに供給する流路と、当該切換弁の大径部受圧部に前記最高負荷圧力ポートの圧力が作用して生じる推力が、当該切換弁の小径部受圧面積に前記第２流路内の圧力が作用して生じる推力よりも大きい場合に当該最高負荷圧力ポートの圧力を前記コンペンセータが前記絞りを閉じる方向に移動するように前記圧力室に供給する流路とを設けたことを特徴とする油圧制御装置。
5. 請求項４に記載の油圧制御装置において、
   前記コンペンセータに、前記第１流路と切換弁とを連通させる第１孔と、前記最高負荷圧力ポートと切換弁とを連通させる第２孔とを設け、
   前記切換弁を、当該第１孔内の圧力と、当該第２孔内の圧力と、前記第２流路内の圧力との高低に応じてコンペンセータとは独立して作動するように構成し、
   当該切換弁の小径部受圧面積に前記第２流路内の圧力が作用して生じる推力が当該切換弁の大径部にシステム内の他の連の最高負荷圧力が作用して生じる推力よりも大きい場合には前記第１孔を第２孔と連通させて第２流路内の圧力でコンペンセータが絞りを閉じる方向に圧力を作用させる流路と、切換弁の小径部に第２流路内の圧力が作用して生じる推力が当該切換弁の大径部にシステム内の他の連の最高負荷圧力が作用して生じる推力よりも小さい場合には第１孔を閉じて第２孔に当該システム内の他の連の最高負荷圧力を導いてコンペンセータが絞りを閉じる方向に圧力を作用させる流路とを設け、
   当該切換弁の大径部と小径部との間の段差部位の圧力を排油ラインに抜く抜き孔を設けた油圧制御装置。
6. 請求項５に記載の油圧制御装置において、
   前記切換弁が移動する孔をコンペンセータの軸方向と交差する方向に設け、前記抜き孔を、切換弁が移動する孔からコンペンセータの軸方向に設けた抜き孔と、当該コンペンセータの外周に設けた溝部とで構成した油圧制御装置。
7. 可変容量形ポンプで駆動する複数のアクチュエータの負荷圧力の中の最高負荷圧力を検出し、当該検出した最高負荷圧力よりも所定値だけ高くなるように前記可変容量形ポンプの吐出圧力を制御するロードセンシング機能を備えた多連型の流量制御システムに使用され、当該システム内の最高負荷圧力が供給される最高負荷圧力ポートを備える油圧制御装置において、
   前記可変容量形ポンプのポンプポートと可変オリフィスを介して連通する第１流路が入力ポートに接続され、アクチュエータと連通する第２流路が出力ポートに接続され、当該第２流路内の圧力に応じて前記第１流路の圧力を制御するために開口量が変化する絞りと、当該絞りを閉じる方向に力を作用させる圧力室とを有するコンペンセータと、
   前記可変オリフィス及びコンペンセータとは独立して作動し、前記第２流路内の圧力が当該システム内の他の連の最高負荷圧力よりも高い場合に前記第１流路の圧力を前記第２流路の圧力まで減圧し、当該減圧された圧力を前記最高負荷圧力ポートに供給する切換弁とを備え、
   当該切換弁を前記コンペンセータに内蔵するとともに、当該切換弁を、前記最高負荷圧力ポートの圧力と第２流路の圧力との偏差によってスライドし、当該スライドによって第１流路の圧力を最高負荷圧力ポートに導いて最高負荷圧力とする機能と、スライドによって最高負荷圧力ポートの圧力をコンペンセータの圧力室に導いて前記絞りを閉じる機能とを有するように構成し、
   前記コンペンセータを、圧力室の受圧面を大径に形成し前記第１流路側の受圧面を小径に形成したことを特徴とする油圧制御装置。
8. 請求項７に記載の油圧制御装置において、
   前記コンペンセータが移動するスリーブを設け、当該スリーブを、前記コンペンセータの大径部が移動する大径スリーブと、前記コンペンセータの小径部が移動する小径スリーブとで形成した油圧制御装置。
9. 請求項８に記載の油圧制御装置において、
   前記コンペンセータに、前記第１流路と切換弁とを連通させる第１孔と、前記最高負荷圧力ポートと切換弁とを連通させる第２孔とを設け、
   前記切換弁を、当該第１孔内の圧力と、当該第２孔内の圧力と、前記第２流路内の圧力との高低に応じてコンペンセータとは独立して作動するように構成し、
   前記第２流路内の圧力が当該システム内の他の連の最高負荷圧力よりも高い場合には前記第１孔を第２孔と連通させて第２流路内の圧力でコンペンセータが絞りを閉じる方向に圧力を作用させる流路と、第２流路内の圧力が当該システム内の他の連の最高負荷圧力よりも低い場合には第１孔を閉じて第２孔に当該システム内の他の連の最高負荷圧力を導いてコンペンセータが絞りを閉じる方向に圧力を作用させる流路とを設けた油圧制御装置。
10. 請求項９に記載の油圧制御装置において、
    前記切換弁が移動する孔をコンペンセータの軸方向と交差する方向に設けた油圧制御装置。
    
    

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