JP2017133643A

JP2017133643A - Relief valve

Info

Publication number: JP2017133643A
Application number: JP2016015532A
Authority: JP
Inventors: 博幸延澤; Hiroyuki Nobesawa; 貴也横田; Takaya Yokota; 鈴木　健吾; Kengo Suzuki; 健吾鈴木
Original assignee: Nachi Fujikoshi Corp
Current assignee: Nachi Fujikoshi Corp
Priority date: 2016-01-29
Filing date: 2016-01-29
Publication date: 2017-08-03
Anticipated expiration: 2036-01-29
Also published as: JP6635261B2

Abstract

PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a relief valve which has a shock absorbing piston for reducing a shock in acceleration or deceleration and is capable of switching to two sorts of regulating pressures according to a signal (pressure) supplied from the outside in a state of being mounted to a hydraulic shovel.SOLUTION: A relief valve 10 comprises a valve seat 12 fixed to a retainer 11, a plunger 13 provided slidably on the retainer 11 engaged with the valve seat 12, and a sleeve 14 situated at a rear part of the plunger 13. A piston 15 is fittedly inserted in a slidable manner in an opening 14a of the sleeve 14. The piston 15 has a small diameter part 15a fittedly inserted in the sleeve 14 and the small diameter part 15a contacts with one end of a spacer 19. Spring members 20, 21 are installed between the plunger 13 and the spacer 19 and between the plunger 13 and the sleeve 16, respectively.SELECTED DRAWING: Figure 1

Description

本発明は、パワーショベルの上部旋回体を旋回させるための液圧モータを制御するリリーフ弁に関する。 The present invention relates to a relief valve for controlling a hydraulic motor for turning an upper swing body of a power shovel.

従来、液圧モータの液圧回路においては、加速、減速時の液圧上昇を所要の圧力に規制するためにリリーフ弁が設置される。
さらに、加速、減速時ショックを低減させると共に、圧力の急激な上昇を低減させるために緩衝用ピストンを設けたリリーフ弁が提案されている。 2. Description of the Related Art Conventionally, in a hydraulic circuit of a hydraulic motor, a relief valve is installed in order to restrict the increase in hydraulic pressure during acceleration and deceleration to a required pressure.
Furthermore, a relief valve provided with a buffering piston has been proposed in order to reduce shock during acceleration and deceleration and to reduce a sudden rise in pressure.

油圧ショベル用旋回モータの出力トルク（理論）は、旋回モータの容量と圧力の積に比例しており、リリーフ弁で規制される圧力は油圧ショベルで必要とされる最大トルクに合わせて定められる。
この最大トルクは、油圧ショベルが傾斜地などの負荷の大きい条件で、上部旋回体が旋回可能であることと、油圧ショベルの強度から経済的に定められるものであるが、平坦な箇所で使用される場合、旋回モータは最大トルクまでを出力する必要はない。 The output torque (theory) of the swing motor for the hydraulic excavator is proportional to the product of the capacity and pressure of the swing motor, and the pressure regulated by the relief valve is determined in accordance with the maximum torque required for the hydraulic excavator.
This maximum torque is economically determined from the fact that the upper revolving structure can be swiveled and the strength of the hydraulic excavator under conditions where the excavator is subjected to a heavy load such as a sloping ground, but is used in a flat place. In this case, the swing motor does not need to output up to the maximum torque.

一方、提案されているリリーフ弁は、リリーフ弁の製造メーカで調整された圧力で制御可能であるが、油圧ショベルに搭載された状態では、外部からの信号を用いて、圧力を可変にすることができないため、常に旋回モータは最大トルクを出力していることから油圧ショベルは無駄なエネルギーを消費している。 On the other hand, the proposed relief valve can be controlled with the pressure adjusted by the manufacturer of the relief valve, but when mounted on a hydraulic excavator, the pressure can be varied using an external signal. Since the swing motor always outputs the maximum torque, the hydraulic excavator consumes useless energy.

従来の技術、例えば直動形リリーフ弁が規制する圧力Ｐ（流入口部）は、一般的に下式で与えられる。
Ｐ＝Ｆｓ／Ａ
ここで、Ｆｓは直動形リリーフ弁のスプリング力、Ａは直動形リリーフ弁の受圧面積を表す。 The pressure P (inlet part) regulated by a conventional technique, for example, a direct acting relief valve, is generally given by the following equation.
P = Fs / A
Here, Fs represents the spring force of the direct acting relief valve, and A represents the pressure receiving area of the direct acting relief valve.

大流量のリリーフ弁を示す特許文献１では、下記の釣合い式を有する差圧面積形リリーフ弁が公知の技術として、広く用いられている。
Ｐ＝Ｆｓ／Ａ１−Ａ２
ただしＡ１は差圧面積形リリーフ弁の内径ｄ１の断面積、Ａ２は差圧面積形リリーフ弁の内径ｄ２の断面積を表す。 In Patent Document 1 showing a large flow rate relief valve, a differential pressure area type relief valve having the following balance formula is widely used as a known technique.
P = Fs / A1-A2
However, A1 represents the sectional area of the inner diameter d1 of the differential pressure area relief valve, and A2 represents the sectional area of the inner diameter d2 of the differential pressure area relief valve.

また、リリーフ弁は規制する圧力Ｐを調整するために、スプリングの諸元（自由長、線径）を変更するか、もしくは、スプリングの取付長さを変更できる構造を有する必要がある。
例えば、スプリングの取付長さを変更できる構造のリリーフ弁として、特許文献２の第１図により示されている。 Further, the relief valve needs to have a structure that can change the specifications (free length, wire diameter) of the spring or change the mounting length of the spring in order to adjust the pressure P to be regulated.
For example, FIG. 1 of Patent Document 2 shows a relief valve having a structure capable of changing the mounting length of a spring.

さらに、圧力の急激な上昇を低減させるための技術として、特許文献２の第１図に示すように、圧力の上昇によりばね１３の取付長さが短縮する方向に移動し、かつ、絞り構造を有して移動速度を低減させる緩衝用ピストン機能を有する段付ピストン１０が実用されている。
さらに、特許文献３の図１に示す緩衝用ピストン機能を有するピストン４の移動開始圧力を高くするため、ピストン４の移動させるための受圧面積を小さくする方法がある。 Furthermore, as a technique for reducing the sudden rise in pressure, as shown in FIG. 1 of Patent Document 2, the spring 13 moves in the direction of shortening the mounting length due to the rise in pressure, and the throttle structure is A stepped piston 10 having a buffering piston function for reducing the moving speed is in practical use.
Furthermore, there is a method of reducing the pressure receiving area for moving the piston 4 in order to increase the movement start pressure of the piston 4 having the buffering piston function shown in FIG.

また、圧力の調整機構と二圧制御として特許文献４が存在する。この場合、特許文献４では第１図に示す２本のスプリングである主ばね１４、調整ばね２４を有し、１本（調整ばね２４）を圧力調整に使用している。この場合、圧力の釣合い式は下記で表される。
Ｐ＝（Ｆｓ１+Ｆｓ２）／（Ａ１−Ａ２）
ここで、Ｆｓ１はスプリング１（特許文献４に記載する主ばね１４に相当）のスプリング力、Ｆｓ２はスプリング２（特許文献４に記載する調整ばね２４に相当）のスプリング力を示す。
特許文献４では、調整ばね２４の外径より大きいシール２９により密封されたリテーナ２２、調整ボルト１９により、調整ばね２４の取付長さを可変させる構造になっているため、液室２０、閉空間２３の空間が供給路２と等しい圧力Ｐまで昇圧する。
このため、供給路２の圧力、例えば圧力Ｐが昇圧した状態で、スプリング取付長さを短くさせる場合、リテーナ２２を押すために必要な推力はリテーナ２２の断面積×圧力Ｐ+スプリング２（調整ばね２４）の荷重Ｆｓ２が必要になる。 Further, Patent Document 4 exists as a pressure adjustment mechanism and two-pressure control. In this case, Patent Document 4 has a main spring 14 and an adjustment spring 24 which are two springs shown in FIG. 1, and one (adjustment spring 24) is used for pressure adjustment. In this case, the pressure balance equation is expressed as follows.
P = (Fs1 + Fs2) / (A1-A2)
Here, Fs1 indicates the spring force of the spring 1 (corresponding to the main spring 14 described in Patent Document 4), and Fs2 indicates the spring force of the spring 2 (corresponding to the adjusting spring 24 described in Patent Document 4).
In Patent Document 4, the retainer 22 sealed by a seal 29 larger than the outer diameter of the adjustment spring 24 and the adjustment bolt 19 are used to vary the mounting length of the adjustment spring 24. The pressure of the space 23 is increased to the pressure P equal to the supply path 2.
Therefore, when the spring mounting length is shortened in the state where the pressure of the supply passage 2, for example, the pressure P is increased, the thrust required to push the retainer 22 is the sectional area of the retainer 22 × pressure P + spring 2 (adjustment The load Fs2 of the spring 24) is required.

特開昭６３−２４６５７９号公報JP-A 63-246579 実公平７−０１７８９４号公報Japanese Utility Model Publication No. 7-017894 特開平１１−３５１４２５号公報Japanese Patent Laid-Open No. 11-351425 実公平５−０４０３７２号公報Japanese Utility Model Publication No. 5-40372

しかしながら、特許文献２に例にすれば、圧力調整機構を設置するためには、調圧プラグ４内に設置された緩衝用ピストン機能を有する段付ピストン１０の他側の外径ｄ４は、調圧プラグ４に設置されたねじとＯリング溝の寸法分の寸法を、圧力容器としての強度を考慮して小さくせざるをえない。この点が制約となり、段付ピストン１０の移動による体積変化を大きくすることができなかったと推定される。 However, according to the example of Patent Document 2, in order to install the pressure adjusting mechanism, the outer diameter d4 on the other side of the stepped piston 10 having a buffering piston function installed in the pressure adjusting plug 4 is adjusted. The size of the screw and the O-ring groove installed on the pressure plug 4 must be reduced in consideration of the strength as a pressure vessel. This is a limitation, and it is estimated that the volume change due to the movement of the stepped piston 10 could not be increased.

さらに、特許文献３では、図１のように、緩衝用のピストン４に通路４ｅを有する構造では、これも圧力容器としての強度を考慮すると、該ピストン４の摺動穴の内径ｄ３が大きくなり、体積変化を大きくすることができない。また、ピストン４に４か所の摺動面を有する構造であるため、高精度の加工が必要になり、かつ、ピストン４の体積移動の液、および流入口の液の漏れが大きくなる。 Further, in Patent Document 3, as shown in FIG. 1, in the structure having the passage 4e in the shock absorbing piston 4, the inner diameter d3 of the sliding hole of the piston 4 is increased in consideration of the strength as a pressure vessel. The volume change cannot be increased. In addition, since the piston 4 has a structure having four sliding surfaces, high-precision machining is required, and leakage of liquid for moving the volume of the piston 4 and liquid at the inlet increases.

さらに、圧力の調整機構を二圧制御として掲げた特許文献４では、調整ばね２４の外径より大きいシール２９により密封されたリテーナ２２を介して、調整ボルト１９により調整ばね２４の取付長さを可変させる構造になっているため、液室２０、閉空間２３の空間が流入口部である供給路２の液圧と等しい圧力Ｐまで昇圧する。
供給路２の液圧が昇圧した状態で、調整ばね２４の取付長さを短くさせる場合、リテーナ２２を押すために必要な推力は、リテーナ２２の断面積×圧力Ｐ+Ｆｓ２が必要になる。 Further, in Patent Document 4 in which the pressure adjustment mechanism is set as two-pressure control, the adjustment bolt 24 is attached to the adjustment spring 24 via the retainer 22 sealed by a seal 29 larger than the outer diameter of the adjustment spring 24. Since the structure is variable, the space of the liquid chamber 20 and the closed space 23 is increased to a pressure P that is equal to the hydraulic pressure of the supply path 2 that is the inlet.
When the mounting length of the adjustment spring 24 is shortened while the hydraulic pressure in the supply passage 2 is increased, the thrust required to push the retainer 22 needs to be the cross-sectional area of the retainer 22 × pressure P + Fs2.

一方、油圧ショベルの場合、一般的に圧力Ｐは２１から３０Ｍｐａ程度、信号として使用できる圧力は、３から４Ｍｐａ程度のため、二圧制御用の機能を付加するために、調整ばね２４に接する位置に設置する圧力切換用ピストンが必要な推力を得るための受圧面積は、リテーナ２２の断面積に対し、２１／４＝５．２５から３０／３＝１０倍以上必要になり、リリーフ弁の先端に搭載することが困難な大きさになる。 On the other hand, in the case of a hydraulic excavator, the pressure P is generally about 21 to 30 Mpa, and the pressure that can be used as a signal is about 3 to 4 Mpa. Therefore, in order to add a function for controlling two pressures, the position is in contact with the adjustment spring 24. The pressure receiving area for obtaining the required thrust by the pressure switching piston installed in the cylinder is required to be 21/4 = 5.25 to 30/3 = 10 times or more the cross-sectional area of the retainer 22, and the tip of the relief valve It will be difficult to mount on.

このため、圧力切換用ピストンの受圧面積を小さくする場合、リテーナ２２の外径及び、調整ばね２４の外径を小さくする必要があるが、それでは、該調整ばね２４の荷重を大きく設計することが困難になり、調整ばね２４として本来の目的を達成することができなくなるという課題がある。
さらに、圧力切換用のピストンに圧力Ｐを作用しないようするために、緩衝用ピストンの後端部（スプリングを押す側）を、流出口（タンク）に連通した低圧室を設け、圧力Pによらず、圧力切換用ピストンを信号と印加される圧力で移動させる必要がある。 For this reason, when reducing the pressure receiving area of the pressure switching piston, it is necessary to reduce the outer diameter of the retainer 22 and the outer diameter of the adjustment spring 24. Then, the load of the adjustment spring 24 can be designed to be large. There is a problem that it becomes difficult to achieve the original purpose as the adjustment spring 24.
Further, in order to prevent the pressure P from acting on the pressure switching piston, a low pressure chamber is provided in which the rear end of the buffering piston (the side where the spring is pushed) communicates with the outlet (tank). First, it is necessary to move the pressure switching piston with the signal and the applied pressure.

高圧の液圧室からの漏れが低圧室に及んでも、低圧室内の圧力を安定させるために、低圧室を流出口（=タンク）に連通させて、高圧の液圧室からの漏れを逃がす必要があるが、低圧室から流出口の間に緩衝用ピストンがあるため、これを迂回して、流出口に連通させる必要がある。もしくは、特許文献３の図１のように、緩衝用ピストン内に液路を設ける方法もあるが、前項で記述したように、緩衝用ピストンの移動体積が小さくなり、充分な緩衝機能（移動速度の低減）を果たすことができなくなる。 Even if leakage from the high-pressure hydraulic chamber reaches the low-pressure chamber, in order to stabilize the pressure in the low-pressure chamber, let the low-pressure chamber communicate with the outlet (= tank) to release the leakage from the high-pressure hydraulic chamber. Although it is necessary, since there is a buffer piston between the low pressure chamber and the outlet, it is necessary to bypass this and communicate with the outlet. Alternatively, as shown in FIG. 1 of Patent Document 3, there is a method of providing a liquid path in the buffering piston. However, as described in the previous section, the moving volume of the buffering piston becomes small, and a sufficient buffering function (moving speed) Cannot be achieved).

本発明は係る課題を解決するためになされたもので、加速、減速時のショックを低減させるための緩衝用ピストンを有し、かつ、油圧ショベルに搭載された状態で、外部から供給される信号（圧力）により、二種類の規制する圧力への切り替えが可能なリリーフ弁を提供することを目的とする。
さらに、外部からの信号が喪失した非常時を想定し、かつ、製造メーカでの調整を容易にするため、外部から工具を用いて容易に圧力を調整できる機構を有したリリーフ弁を提供することを目的とする。 The present invention has been made to solve the problem, and has a shock absorbing piston for reducing shock during acceleration and deceleration, and is a signal supplied from the outside in a state of being mounted on a hydraulic excavator. An object of the present invention is to provide a relief valve that can be switched to two types of pressures regulated by (pressure).
Furthermore, to provide an relief valve having a mechanism that can easily adjust the pressure using a tool from the outside in order to facilitate adjustments at the manufacturer assuming an emergency when the signal from the outside is lost. With the goal.

上記の課題を解決するために、本発明に係るリリーフ弁は、
リテーナに嵌挿されたばね部材によって前方に押し圧されて流入口と流出口とを遮断するプランジャが、該流入口の圧力上昇に伴い該ばね部材の弾発力に抗して後退移動して該流入口と該流出口とを連通させるとともに、該ばね部材の後端を前方に押し圧するピストンが、該流入口の圧力上昇に伴い前進移動することにより該ばね部材を圧縮してリリーフ圧力を調整するリリーフ弁において、
ピストンに接するように配置された第一のばね部材と、圧力調整用の第二のばね部材とを有し、かつ、流入口に連通された液圧室と流出口に連通された低圧室を前記第一のばね部材の後方に配置し、円筒形の外周部及び端面（弁座側）に低圧室から流出口に連通された液路を設けた第一のスリーブが、該スリーブの外径とリテーナの内径との隙間を緊密に加工された穴を有するリテーナに挿入、または圧入して配置されたことを特徴とする。 In order to solve the above problems, the relief valve according to the present invention is:
A plunger that is pressed forward by a spring member inserted into the retainer to block the inlet and the outlet is moved backward against the elastic force of the spring member as the pressure of the inlet increases. The piston that presses the rear end of the spring member forward and compresses the spring member by adjusting the relief pressure by communicating the inlet and the outlet and compressing the spring member forward. In the relief valve to
A first spring member disposed so as to contact the piston, and a second spring member for pressure adjustment, and a hydraulic chamber communicated with the inlet and a low-pressure chamber communicated with the outlet. A first sleeve disposed behind the first spring member and having a cylindrical outer peripheral portion and an end surface (valve seat side) provided with a liquid passage communicating from the low pressure chamber to the outlet port has an outer diameter of the sleeve. And the inner diameter of the retainer is inserted into or pressed into a retainer having a tightly processed hole.

本発明によれば、第一のスリーブの外周部及び端面に油溝を設置し、かつ第一のスリーブとリテーナの隙間を緊密に、または第一のスリーブをリテーナへ圧入することで、リテーナの内圧による変形を第一のスリーブでも保持させることができ、低圧室から流出口への液路（フライス加工等にて）を設けても、第一のスリーブの内径を大きくすることができ、緩衝用ピストンの移動体積を確保することができる。
さらに、第一のスリーブには、プラグのねじ締付による荷重が加わり、第一のスリーブが座屈し、スリーブ内径が変形する恐れがあるが、金属材料の圧縮側許容応力は、引張側の許容応力に対し、２から３倍有することから、第一のピストンの大径部との隙間を適切に設ければ、座屈による変形の影響は回避できる。 According to the present invention, the oil groove is provided on the outer peripheral portion and the end face of the first sleeve, and the gap between the first sleeve and the retainer is tightly closed, or the first sleeve is press-fitted into the retainer. The deformation due to the internal pressure can be maintained even in the first sleeve, and the inner diameter of the first sleeve can be increased and buffered even if a liquid path (by milling or the like) from the low pressure chamber to the outlet is provided. The moving volume of the piston for use can be ensured.
Furthermore, there is a risk that the first sleeve will be subjected to a load due to screw tightening of the plug, the first sleeve will buckle and the inner diameter of the sleeve may be deformed. Since it has 2 to 3 times the stress, the effect of deformation due to buckling can be avoided if a gap with the large diameter portion of the first piston is appropriately provided.

本発明は、前記第一のスリーブに嵌挿される前記ピストンの大径部と、該第一のスリーブに緊密に挿入しうる円筒部を有し、かつ、前記第一のスリーブの油路と反対側端面に接する円筒形状を有する第二のスリーブが、ねじを有するプラグにて、第一のスリーブとともにリテーナに押し付けられるように配置して、前記第二のスリーブにより高圧が導入される液圧室と低圧室とを備えたことを特徴とする。
本発明によれば、第一のスリーブの液路と反対側端面に接する円筒形状を有する第二のスリーブが、ねじを有するプラグにて、該第二のスリーブとともにリテーナに押し付けられるように配置することで、液圧室から低圧室への漏れを低減することができるので、好適である。 The present invention has a large-diameter portion of the piston that is fitted into the first sleeve, and a cylindrical portion that can be tightly inserted into the first sleeve, and is opposite to the oil passage of the first sleeve. A hydraulic chamber in which a second sleeve having a cylindrical shape in contact with the side end surface is arranged to be pressed against the retainer together with the first sleeve by a plug having a screw, and high pressure is introduced by the second sleeve. And a low-pressure chamber.
According to the present invention, the second sleeve having a cylindrical shape that is in contact with the end surface opposite to the liquid path of the first sleeve is arranged to be pressed against the retainer together with the second sleeve by the plug having a screw. Thus, leakage from the hydraulic chamber to the low pressure chamber can be reduced, which is preferable.

さらに、本発明は、ねじにより軸方向に移動可能な前記プラグ内の第二のピストンに接するように配置された小径のピンを有し、該ピンはばね受けに接するように配置され、
前記ばね受けは、前記プランジャに接するように配置された前記第二のばね部材に接し、
前記ピンは、前記第二のばね部材の外径より小さく、かつ、高圧の液圧室と低圧室に連通し、高圧の液圧室からの漏れを環状すきまを小さくして密封するように配置されていることを特徴とする。 Furthermore, the present invention has a small-diameter pin arranged to contact a second piston in the plug that can be moved in the axial direction by a screw, and the pin is arranged to contact a spring bearing,
The spring receiver is in contact with the second spring member arranged to be in contact with the plunger;
The pin is smaller than the outer diameter of the second spring member, communicates with the high pressure hydraulic chamber and the low pressure chamber, and is arranged so as to seal leakage from the high pressure hydraulic chamber with a small annular clearance. It is characterized by being.

本発明によれば、流入口に高圧が作用した状態でも、第二のばね部材を操作用圧力で、充分な推力を得る第二のピストンの外径を小さくすること、及び圧力調整ねじを小さい力で調整するために、第二のピストン、および圧力調整ねじに高圧が作用しないように低圧室を形成することができる。
さらに、本発明によれば、液圧室の圧力Ｐ(=流入口)による荷重を低減させるため、液圧室と低圧室を連通する位置にピンを追加する。
これにより、圧力切換用ピストン（調整ねじ）に作用する荷重Ｆは、ピンを介することで
Ｆ＝Ｐ＊Ａ５・・・Ａ５はピンの断面積
で示されるため、ピンの径を小さくすることで、荷重Ｆを低減させることができる。
また、ピンの径は第二のばね部材の外径に依存しないため、圧力切換用ピストンに信号として印加される圧力から、経済的に設置可能な圧力切換用ピストンを設計することができる。 According to the present invention, even when a high pressure is applied to the inlet, the outer diameter of the second piston that obtains sufficient thrust with the operating pressure of the second spring member is reduced, and the pressure adjusting screw is reduced. In order to adjust by force, a low pressure chamber can be formed so that high pressure does not act on the second piston and the pressure adjusting screw.
Furthermore, according to the present invention, in order to reduce the load due to the pressure P (= inlet) of the hydraulic chamber, a pin is added at a position where the hydraulic chamber and the low-pressure chamber communicate.
As a result, the load F acting on the pressure switching piston (adjustment screw) passes through the pin, and F = P * A5... A5 is indicated by the cross-sectional area of the pin. The load F can be reduced.
Moreover, since the diameter of the pin does not depend on the outer diameter of the second spring member, a pressure switching piston that can be installed economically can be designed from the pressure applied as a signal to the pressure switching piston.

また、本発明はねじにより軸方向に移動可能なボルトと接するように配置された小径のピンを有し、前記ピンは前記ばね受けに接するように配置され、さらに前記ばね受けと、前記プランジャに接するように配置された前記第二のばね部材を有し、前記ピンは、前記第二のばね部材の外径より小さく、かつ、高圧の液圧室と低圧室を連通し高圧の液圧室からの漏れを環状すきまより小さくして密封するように配置されていることを特徴とする。 Further, the present invention has a small-diameter pin arranged so as to contact a bolt movable in the axial direction by a screw, the pin is arranged so as to contact the spring receiver, and further, the spring receiver and the plunger The second spring member is disposed so as to be in contact, and the pin is smaller than the outer diameter of the second spring member, and the high pressure hydraulic chamber and the low pressure chamber communicate with each other. It arrange | positions so that the leakage from may be smaller than an annular clearance, and to seal.

本発明によれば、二圧制御を有するリリーフ弁を旋回モータに搭載することで、油圧ショベルの旋回時の負荷に応じたリリーフ圧を選択することで、省エネルギーを実現することができる。 According to the present invention, by mounting a relief valve having two-pressure control on a swing motor, energy saving can be realized by selecting a relief pressure according to a load when the hydraulic excavator rotates.

本明の第一の実施の形態に係るリリーフ弁の概略構造を示す略縦断面図である。It is a schematic longitudinal cross-sectional view which shows schematic structure of the relief valve which concerns on 1st embodiment of this invention. 図１のＩＩ−ＩＩ線の断面図である。It is sectional drawing of the II-II line of FIG. （ａ）乃至（ｄ）はリリーフ弁の動作説明図である。(A) thru | or (d) is operation | movement explanatory drawing of a relief valve. 本発明の動作特性図である。It is an operating characteristic figure of the present invention. 本発明の他の実施の形態に係るリリリーフ弁の概略構造を示す略縦断面図である。It is a schematic longitudinal cross-sectional view which shows schematic structure of the relief valve which concerns on other embodiment of this invention.

以下、本発明に係るリリーフ弁につき好適な実施の形態を挙げ、添付図面を参照して詳細に説明する。
図１は本発明の第一の実施の形態に係るリリーフ弁１０の略縦断面図である。図１に示すように、リリーフ弁１０は主に、略円筒形状のリテーナ１１と、リテーナ１１の先端（図１で左端）に固定された円筒形状の弁座１２と、先端部（図１で左端）に前記弁座１２に係合する傾斜面を形成してリテーナ１１の穴１１ａに摺動自在に設けられた大径の頭部１３ａ及び該頭部１３ａに一体的に形成された軸部１３ｂを備えるプランジャ１３と、該プランジャ１３の後部（図１で右端）に位置してリテーナ１１の孔部１１ｃに嵌挿されて軸方向の断面形状が逆コ字状に形成されたスリーブ（第一のスリーブ）１４と、を備える。
なお、プランジャ１３は、頭部１３ａ及び軸部１３ｂの略軸芯に連通孔１３ｃ、１３ｄが穿設され、これらの連通孔１３ｃ、１３ｄは孔径がさらに小さい連通孔１３ｅにより接続されている。 Preferred embodiments of the relief valve according to the present invention will be described below in detail with reference to the accompanying drawings.
FIG. 1 is a schematic longitudinal sectional view of a relief valve 10 according to a first embodiment of the present invention. As shown in FIG. 1, the relief valve 10 mainly includes a substantially cylindrical retainer 11, a cylindrical valve seat 12 fixed to the distal end (left end in FIG. 1) of the retainer 11, and a distal end portion (in FIG. 1). An inclined surface that engages with the valve seat 12 is formed at the left end), and a large-diameter head portion 13a that is slidably provided in the hole 11a of the retainer 11 and a shaft portion that is integrally formed with the head portion 13a. A plunger 13 provided with 13b, and a sleeve (first shape) which is positioned at the rear portion (right end in FIG. 1) of the plunger 13 and is inserted into the hole 11c of the retainer 11 and has an axial cross-sectional shape formed in an inverted U shape. One sleeve) 14.
The plunger 13 has communication holes 13c and 13d formed in substantially the axial centers of the head portion 13a and the shaft portion 13b, and these communication holes 13c and 13d are connected by a communication hole 13e having a smaller hole diameter.

スリーブ１４には開口部１４ａに段付状のピストン（第一のピストン）１５が摺動自在に嵌挿されている。ピストン１５は円筒状の小径部１５ａがスリーブ１４の内孔１４ｂに嵌挿されており、該小径部１５ａが後述するスペーサ１９の一端（図１で右端）に接触している。開口部１４ａにはピストン１５の大径部１５ｂが摺動自在に嵌挿されており、さらに該大径部１５ｂに隣接して該ピストン１５に同径の段付形状のスリーブ（第二のスリーブ）１６の円筒部１６ｂが摺動自在に嵌挿されると共に、該スリーブ１６の鍔１６ａがスリーブ１４の端面（図１で右端）に係合している。ピストン１５の大径部１５ｂの段差部には直径方向に指向する連通孔１５ｃ、該連通孔１５ｃに連通し該ピストン１５の開口部１５ｅに形成される液圧室２７に接続する絞り１５ｄが穿設されている。なお、液圧室２７はピストン１５の開口部１５ｅ及びスリーブ１６の開口部１６ｃを備える。 A stepped piston (first piston) 15 is slidably fitted into the sleeve 14 in the opening 14a. The piston 15 has a cylindrical small-diameter portion 15a fitted in the inner hole 14b of the sleeve 14, and the small-diameter portion 15a is in contact with one end (right end in FIG. 1) of a spacer 19 described later. A large-diameter portion 15b of the piston 15 is slidably fitted into the opening 14a, and a stepped sleeve (second sleeve) having the same diameter as the piston 15 is adjacent to the large-diameter portion 15b. 16) The cylindrical portion 16b of 16 is slidably inserted, and the flange 16a of the sleeve 16 is engaged with the end surface (the right end in FIG. 1) of the sleeve 14. The step portion of the large-diameter portion 15b of the piston 15 is provided with a communication hole 15c oriented in the diametrical direction, and a throttle 15d that communicates with the communication hole 15c and connects to a hydraulic chamber 27 formed in the opening 15e of the piston 15. It is installed. The hydraulic chamber 27 includes an opening 15 e of the piston 15 and an opening 16 c of the sleeve 16.

絞り１５ｄはピストン１５が移動（図１で左方向）する際に、スリーブ１４の開口部１４ａとピストン１５により構成される液圧室２８の圧油を液圧室２７に排出する際に、ピストン１５の移動速度を遅くするために油圧量を小さくするようにしている。
同時に液圧室２８から排出される油圧の容積を大きくするために、本実施例では、スリーブ１４をリテーナ１１に圧入して該スリーブ１４に加わる内圧をリテーナ１１で保持する。さらに図２に示すようにスリーブ１４の一端（左端）側の外径面にフライス加工により二面取り加工した油路１４ｃを軸方向に設け、該油路１４ｃに連通する油路１４ｄを直径方向に設けてスリーブ１４の強度を確保しつつ油路１４ｃに必要な面積を得ると共に、開口部１４ａを大きく設計することができる。
プラグ１７は、段付円筒形状を有してスリーブ１１の後端（図１で右端）に形成した穴１１ｄに嵌挿され、該穴１１ｄの奥部（図１で左部）がリテーナ１１の穴部１１ｅに螺着しており、該プラグ１７の先端部（図１で左端）がスリーブ１６の鍔１６ａに当接している。 When the piston 15 moves (to the left in FIG. 1), the throttle 15d is used to discharge the hydraulic oil in the hydraulic chamber 28 constituted by the opening 14a of the sleeve 14 and the piston 15 to the hydraulic chamber 27. In order to slow down the movement speed of 15, the hydraulic pressure is reduced.
At the same time, in order to increase the volume of the hydraulic pressure discharged from the hydraulic pressure chamber 28, in this embodiment, the sleeve 14 is press-fitted into the retainer 11, and the internal pressure applied to the sleeve 14 is held by the retainer 11. Further, as shown in FIG. 2, an oil passage 14c that is chamfered by milling is provided in the outer diameter surface on one end (left end) side of the sleeve 14 in the axial direction, and an oil passage 14d that communicates with the oil passage 14c is provided in the diameter direction. The area required for the oil passage 14c can be obtained while securing the strength of the sleeve 14, and the opening 14a can be designed to be large.
The plug 17 has a stepped cylindrical shape and is inserted into a hole 11d formed at the rear end (the right end in FIG. 1) of the sleeve 11, and the inner portion (the left portion in FIG. 1) of the hole 11d is the retainer 11. The plug 17 is screwed into the hole 11 e, and the tip (left end in FIG. 1) of the plug 17 is in contact with the flange 16 a of the sleeve 16.

さらに、プラグ１７の大径部（図１で右部）は多角形、例えば六角形状に形成されていて、リテーナ１１とプラグ１７とが一体的になっている。なお、プラグ１７の内穴は該プラグ１７の端面（図１で左面）がスリーブ１６の鍔１６ａに係合して低圧室２９を形成している。
参照符号１８は後述する圧力調整ねじ２３に螺着したナットを示すもので、該ナット１８を回動することにより、圧力調整ねじ２３の位置（図１で左右方向）を規制している。
リテーナ１１の穴１１ｂの一端（図１で右端）には、スリーブ１４の一端（図１で左端）に係合した円筒形のスペーサ１９が嵌挿され、該スペーサ１９の内面凹部にはピストン１５の小径部１５ａが接触している。さらに、リテーナ１１の穴１１ｂにはプランジャ１３の軸部１３ｂをガイドにして嵌挿されたばね部材（第一のばね部材）２０が内装されている。ばね部材２０は一端（図１で左端）がプランジャ１３の頭部１３ａ（図１で左端）に係合し、他端（図１で右端）がスペーサ１９に接触している。ばね部材２０はプランジャ１３に流入口３０から作用する圧油に対抗する荷重を付与する機能を有する。 Furthermore, the large-diameter portion (the right portion in FIG. 1) of the plug 17 is formed in a polygonal shape, for example, a hexagonal shape, and the retainer 11 and the plug 17 are integrated. The inner hole of the plug 17 has an end surface (left surface in FIG. 1) of the plug 17 engaged with the flange 16a of the sleeve 16 to form a low pressure chamber 29.
Reference numeral 18 denotes a nut screwed to a pressure adjusting screw 23 to be described later, and the position of the pressure adjusting screw 23 (left and right direction in FIG. 1) is regulated by rotating the nut 18.
A cylindrical spacer 19 engaged with one end (left end in FIG. 1) of the sleeve 14 is fitted into one end (right end in FIG. 1) of the hole 11 b of the retainer 11. Are in contact with each other. Further, a spring member (first spring member) 20 that is fitted into the hole 11b of the retainer 11 with the shaft portion 13b of the plunger 13 as a guide is housed. One end (the left end in FIG. 1) of the spring member 20 is engaged with the head 13a (the left end in FIG. 1) of the plunger 13, and the other end (the right end in FIG. 1) is in contact with the spacer 19. The spring member 20 has a function of applying a load against the pressure oil acting from the inlet 30 to the plunger 13.

ばね部材（第二のばね部材）２１はピストン１５の開口部１５ｅ及びスリーブ１６の開口部１６ｃに内装されており、該ばね部材２１の一端（図１で左端）がプランジャ１３の小径部の一端（図１で右端）に係合され、他端（図１で右端）がスリーブ１６の開口部１６ｃに内装されたばね受け２２の一端（図１で右端）に係合している。ばね部材２１はプランジャ１３に流入口３０から作用する圧油に対抗する荷重を付与する機能を有するもので、該ばね部材２１の取付長が圧力調整ねじ２３、ピストン２４の位置により任意に調整することができる。 The spring member (second spring member) 21 is housed in the opening 15e of the piston 15 and the opening 16c of the sleeve 16, and one end (the left end in FIG. 1) of the spring member 21 is one end of the small diameter portion of the plunger 13. (The right end in FIG. 1) is engaged, and the other end (the right end in FIG. 1) is engaged with one end (the right end in FIG. 1) of the spring receiver 22 housed in the opening 16c of the sleeve 16. The spring member 21 has a function of applying a load against the pressure oil acting from the inlet 30 to the plunger 13, and the mounting length of the spring member 21 is arbitrarily adjusted by the positions of the pressure adjusting screw 23 and the piston 24. be able to.

圧力調整ねじ２３は端面（図１で右端）に内孔２３ａに圧力信号ポート３２が接続され、該内孔２３ａに続いて内孔２３ｂが形成されており、該内孔２３ｂには圧力切換用のピストン（第二のピストン）２４が摺動自在に嵌挿されている。なお、ピストン２４は大径部２４ａが圧力調整ねじ２３の内孔２３ｂに摺動自在に嵌挿され、該大径部２４ａに接続された小径部２４ｂの先端（図１で左端）がピン２５に係合している。ピストン２４は大径部２４ａの右端が軸止め輪３３により圧力調整ねじ２３に位置決めされている。 The pressure adjusting screw 23 has an end face (the right end in FIG. 1), a pressure signal port 32 connected to an inner hole 23a, and an inner hole 23b formed after the inner hole 23a. The piston (second piston) 24 is slidably fitted. The piston 24 has a large-diameter portion 24a slidably inserted into the inner hole 23b of the pressure adjusting screw 23, and the tip (left end in FIG. 1) of the small-diameter portion 24b connected to the large-diameter portion 24a is a pin 25. Is engaged. The piston 24 is positioned on the pressure adjusting screw 23 by a shaft retaining ring 33 at the right end of the large diameter portion 24a.

ピン２５はスリーブ１６に摺動自在に嵌挿されると共に、一端（図１で左端）がばね受け２２の他端（図１で右端）に係合し、他端（図１で右端）がピストン２４の小径部２４ｂの先端（図１で左端）に係合している。この場合、ピン２５はピストン２４とばね受け２２との間に位置して該ピストン２４、ばね受け２２への荷重を伝達している。よって、ピン２５は小径化にすることにより液圧室２７の圧力による荷重を低減させている。 The pin 25 is slidably inserted into the sleeve 16, and one end (left end in FIG. 1) is engaged with the other end (right end in FIG. 1) of the spring receiver 22, and the other end (right end in FIG. 1) is piston. 24 is engaged with the tip (left end in FIG. 1) of the small diameter portion 24b. In this case, the pin 25 is located between the piston 24 and the spring receiver 22 and transmits a load to the piston 24 and the spring receiver 22. Therefore, by reducing the diameter of the pin 25, the load due to the pressure of the hydraulic chamber 27 is reduced.

本発明の実施の形態に係るリリーフ弁１０は、基本的には以上のように構成されるものであり、次に動作ならびに作用効果について図３（ａ）乃至（ｄ）の動作説明図により説明する。
図３（ａ）は、図１に示すリリーフ弁１０の静止状態を示す。図３（ａ）において流入口３０の圧油が作用していないため、プランジャ１３はばね部材２０の弾発力及び該プランジャ１３の軸部１３ｂに作用するばね部材２１の弾発力により左行し、弁座１２の端面（図１及び図３の右端面）とプランジャ１３の頭部１３ａに示す傾斜面とは隙間がない状態で係合している。よって、流入口３０と流出口３１とは連通していないため、圧油は流入口３０から流出口３１に流れない。 The relief valve 10 according to the embodiment of the present invention is basically configured as described above. Next, the operation and effects will be described with reference to the operation explanatory diagrams of FIGS. 3 (a) to 3 (d). To do.
FIG. 3A shows a stationary state of the relief valve 10 shown in FIG. In FIG. 3A, since the pressure oil at the inlet 30 is not acting, the plunger 13 moves to the left by the elastic force of the spring member 20 and the elastic force of the spring member 21 that acts on the shaft portion 13 b of the plunger 13. The end surface of the valve seat 12 (the right end surface in FIGS. 1 and 3) and the inclined surface shown in the head portion 13a of the plunger 13 are engaged with each other with no gap. Therefore, the inflow port 30 and the outflow port 31 are not in communication with each other, so that the pressure oil does not flow from the inflow port 30 to the outflow port 31.

図３（ｂ）は、流入口３０に圧油が供給された状態を示している。すなわち、流入口３０の圧油が供給された瞬間、流入口３０の圧力は、ばね部材２０の取付長さＬ１での荷重（ばね部材２０の弾発力）に釣り合う圧力に制御される。
流入口３０の圧力が取付長さＬ１時の荷重に相当する圧力（ばね部材２０及びばね部材２１の弾発力）を超えると、プランジャ１３は弁座１２から離れて右行し流入口３０から流出口３１へ圧油が排出される。同時に、圧油は連通孔１３ｃ、１３ｅ、１３ｄより液圧室２７、２８に連通している。 FIG. 3B shows a state in which the pressure oil is supplied to the inflow port 30. That is, at the moment when the pressure oil at the inlet 30 is supplied, the pressure at the inlet 30 is controlled to a pressure that is commensurate with the load at the mounting length L1 of the spring member 20 (the elastic force of the spring member 20).
When the pressure at the inflow port 30 exceeds the pressure corresponding to the load at the mounting length L1 (the elastic force of the spring member 20 and the spring member 21), the plunger 13 moves away from the valve seat 12 and moves rightward from the inflow port 30. Pressure oil is discharged to the outlet 31. At the same time, the pressure oil communicates with the hydraulic chambers 27 and 28 through the communication holes 13c, 13e and 13d.

図３（ｃ）は、ピストン１５が作動している状態を示しているもので、液圧室２７の圧力がピストン１５を作動させる圧力に達すると、該ピストン１５は図３（ｃ）で左方向に移動する。ピストン１５の移動に伴いばね部材２０の取付長さは、Ｌ１からＬ２に短くなることに比例して、液圧室２７の圧力は、図４に示すようにばね部材２０の取付長さＬ２時の弾発力に釣り合う圧力に上昇する。 FIG. 3 (c) shows a state where the piston 15 is operating. When the pressure in the hydraulic chamber 27 reaches the pressure for operating the piston 15, the piston 15 is moved to the left in FIG. 3 (c). Move in the direction. As the piston 15 moves, the mounting length of the spring member 20 decreases in proportion to L1 to L2, and the pressure in the hydraulic chamber 27 is as shown in FIG. 4 when the mounting length L2 of the spring member 20 is reached. The pressure rises to match the resilience.

図４の動作特性において、ピストン１５の動特性、すなわち徐々に昇圧する特性によりショックを感じさせないようにするため、ピストン１５の移動速度を遅く、例えば０．２〜０．３sec程度にすることが要求される。このため、図１の示すリリーフ弁１０においては、ピストン１５が移動（図１で左行）して液圧室２８の圧油が液圧室２７に排出する際に該ピストン１５の移動速度を遅くするために、ピストン１５に設けた絞り１５ｄの断面積を小さくすることと、スリーブ１４をリテーナ１１に圧入してスリーブ１４に加わる内圧をリテーナ１１で保持し、開口部１４ａを大きくすることで、液圧室２８から排出される容積を大きくしている。 In the operation characteristics of FIG. 4, in order not to feel a shock due to the dynamic characteristics of the piston 15, that is, the characteristic of gradually increasing the pressure, the moving speed of the piston 15 may be slow, for example, about 0.2 to 0.3 sec. Required. Therefore, in the relief valve 10 shown in FIG. 1, when the piston 15 moves (leftward in FIG. 1) and the pressure oil in the hydraulic chamber 28 is discharged to the hydraulic chamber 27, the moving speed of the piston 15 is increased. In order to slow down, the cross-sectional area of the throttle 15d provided in the piston 15 is reduced, the sleeve 14 is press-fitted into the retainer 11, the internal pressure applied to the sleeve 14 is held by the retainer 11, and the opening 14a is enlarged. The volume discharged from the hydraulic pressure chamber 28 is increased.

図３（ｄ）はピストン１５の作動が終わり、該ピストン１５の液圧室２７の圧力が一定の状態を示している。すなわちピストン１５の左方向の作動が完了し、ばね部材２０の取付長さＬ３の弾発力に釣り合う流入口３０の油圧（圧力）に制御される。 FIG. 3D shows a state where the operation of the piston 15 is finished and the pressure in the hydraulic chamber 27 of the piston 15 is constant. That is, the leftward operation of the piston 15 is completed, and the hydraulic pressure (pressure) of the inflow port 30 is controlled to match the elastic force of the mounting length L3 of the spring member 20.

図５は本発明の他の実施に係るリリーフ弁４０の概略構造を示す略縦断面図である。
図５において、図１の構成要素と同一の構成要素については、同一符号を付して詳細な説明を省略する。
図５に示すリリーフ弁４０の特徴はプラグ１７にピン２５を押し圧するねじ部材４１を螺合し、ナット部材４２でねじ部材４１を位置決めしていることである。 FIG. 5 is a schematic longitudinal sectional view showing a schematic structure of a relief valve 40 according to another embodiment of the present invention.
In FIG. 5, the same components as those of FIG. 1 are denoted by the same reference numerals, and detailed description thereof is omitted.
A feature of the relief valve 40 shown in FIG. 5 is that a screw member 41 that presses and presses the pin 25 is screwed onto the plug 17, and the screw member 41 is positioned by a nut member 42.

１０、４０リリーフ弁１１リテーナ
１２弁座１３プランジャ
１４、１６スリーブ（第一、第二）１５、２４ピストン（第一、第二）
１７プラグ１９スペーサ
２０、２１ばね部材（第一、第二）２２ばね受け
２３圧力調整ねじ２５ピン
２７液圧室２８液圧室
２９低圧室３０流入口
３１流出口３２圧力信号ポート
３３軸止め輪４１押しねじ部材
４２ナット部材 10, 40 Relief valve 11 Retainer 12 Valve seat 13 Plunger 14, 16 Sleeve (first, second) 15, 24 Piston (first, second)
17 Plug 19 Spacer 20, 21 Spring member (first, second) 22 Spring receiver 23 Pressure adjusting screw 25 Pin 27 Hydraulic chamber 28 Hydraulic chamber 29 Low pressure chamber 30 Inlet 31 Outlet 32 Pressure signal port 33 Axial retaining ring 41 Push screw member 42 Nut member

Claims

A plunger that is pressed forward by a spring member inserted into the retainer to block the inlet and the outlet is moved backward against the elastic force of the spring member as the pressure of the inlet increases. The piston that presses the rear end of the spring member forward and compresses the spring member by adjusting the relief pressure by communicating the inlet and the outlet and compressing the spring member forward. In the relief valve to
A first spring member disposed so as to contact the piston, and a second spring member for pressure adjustment, and a hydraulic chamber communicated with the inlet and a low-pressure chamber communicated with the outlet. A first sleeve disposed behind the first spring member and provided with an oil passage communicated from the low pressure chamber to the outlet at the cylindrical outer peripheral portion and end face (valve seat side) is an outer diameter of the sleeve. A relief valve, which is arranged by inserting or press-fitting into a retainer having a hole in which a gap between the retainer and the inner diameter of the retainer is closely processed.

The piston has a large-diameter portion that is fitted into the first sleeve, and a cylindrical portion that can be tightly inserted into the first sleeve, and is in contact with an end surface opposite to the oil passage of the first sleeve. A second sleeve having a cylindrical shape is arranged to be pressed against the retainer together with the first sleeve by a plug having a screw, and a hydraulic chamber and a low pressure chamber into which high pressure is introduced by the second sleeve, The relief valve according to claim 1, further comprising:

A small-diameter pin arranged to contact a second piston in the plug that is axially displaceable by a screw, the pin arranged to contact a spring bearing;
The spring receiver is in contact with the second spring member arranged to be in contact with the plunger;
The pin is smaller than the outer diameter of the second spring member, communicates with the high pressure hydraulic chamber and the low pressure chamber, and is arranged so as to seal leakage from the high pressure hydraulic chamber with a small annular clearance. The relief valve according to claim 1, wherein the relief valve is provided.

A small-diameter pin arranged to contact an axially movable bolt by a screw, the pin arranged to contact the spring receiver, and further arranged to contact the spring receiver and the plunger; Said second spring member,
The pin is smaller than the outer diameter of the second spring member, and is arranged to communicate with the high pressure hydraulic chamber and the low pressure chamber so that leakage from the high pressure hydraulic chamber is smaller than the annular clearance and sealed. The relief valve according to any one of claims 1 to 3, wherein the relief valve is provided.