JP3926253B2

JP3926253B2 - Valve block structure of rotary vane type steering machine

Info

Publication number: JP3926253B2
Application number: JP2002337323A
Authority: JP
Inventors: 幸雄冨田; 昌一藤井; 喬之若林
Original assignee: Japan Hamworthy and Co Ltd
Current assignee: Japan Hamworthy and Co Ltd
Priority date: 2002-11-21
Filing date: 2002-11-21
Publication date: 2007-06-06
Anticipated expiration: 2022-11-21
Also published as: JP2004169837A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明はロータリーベーン式舵取機のバルブブロック構造に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来、ロータリーベーン式舵取機の油圧装置は、油圧ポンプの吐出量が約３００ｌ／ｍｉｎ以下の場合は、構成要素として市販の標準品を利用することが可能であるために、一般に次のようになっている。すなわち、油圧回路は図２１に示すようなものであり、主要構成要素は、一方向一定吐出量の油圧ポンプ１、方向切換弁５１およびそれを駆動する電磁弁５２、パイロット逆止弁５３、５４、流量調整弁５５、５６、油タンク５７および舵を作動させるアクチュエーター１０である。
【０００３】
方向切換弁５１は、油圧ポンプ１からの吐出油をアクチュエーター１０の作動油流出入口１０ａ、１０ｂのいずれに導くか、あるいは中立位置において油圧ポンプ１の吐出油を油タンク５７に戻すかの三動作の切り換えを行う。なお、油圧ポンプ１の吐出油をアクチュエーター１０の作動油流出入口１０ａ、１０ｂのどちらか一方の口に導く場合の他方の口から排出される作動油は方向切換弁５１によって油タンク５７に戻される。
【０００４】
パイロット逆止弁５３、５４はアクチュエーター１０の作動油流出入口１０ａ、１０ｂのそれぞれに対応して設けられており、例えばパイロット逆止弁５３がアクチュエーター１０の作動油流入側となる場合は、流出側となるパイロット逆止弁５４は、パイロット逆止弁５３の入口油管の油圧をパイロット油圧として逆止作用を解除されてアクチュエーター１０からの作動油の流出を許すように構成されている。また、パイロット逆止弁５４がアクチュエーター１０への作動油の流入側となる場合は、逆に流出側となるパイロット逆止弁５３は、パイロット逆止弁５４の入口油圧をパイロット油圧として逆止作用を解除され、アクチュエーター１０からの作動油の流出を許す。かくて、方向切換弁５１が中立位置にあるとき、すなわちアクチュエーター１０を作動させる必要がなく油圧ポンプ１からの吐出油が方向切換弁５１を通って油タンク５７に戻されている間、アクチュエーター１０の作動油流出入口１０ａ、１０ｂはパイロット逆止弁５３、５４によって塞止され、従ってアクチュエーター１０はロックされる。
【０００５】
アクチュエーター１０を油圧ポンプからの吐出油で作動させるとき、アクチュエーター１０が逆に舵からの力で回される負トルクの状態になった場合は、パイロット逆止弁５３または５４がこの負トルクを支える。すなわち、例えばアクチュエーター１０の作動油流出入口１０ａが流入側、流出入口１０ｂが流出側である場合、負トルクの状態になると流出入口１０ａの側の油圧が失われるため、その油圧をパイロット油圧として逆止作用が解除されていたパイロット逆止弁５４は逆止作用を行ってアクチュエーター１０の作動油流出入口１０ｂからの流出を阻止し、これにより負トルクが支えられてアクチュエーター１０は作動を一時停止する。油圧ポンプ１は一定量を吐出し続けているため、パイロット逆止弁５４が逆止作用を行うとアクチュエーター１０の作動油流出入口１０ａ側に油圧が発生する。するとその油圧がパイロット油圧となってパイロット逆止弁５４の逆止作用が解除され、作動油が流出入口１０ｂから流出してアクチュエーター１０は再び作動を始める。しかしアクチュエーター１０に作用する負トルクのため、直ちに作動油流出入口１０ａの側の油圧が失われ、従ってパイロット逆止弁５４は逆止作用を行い、アクチュエーター１０の作動を一時停止させ、負トルクを支える。すると油圧ポンプ１からの吐出油によりアクチュエーター１０の作動油流出入口１０ａ側に油圧が発生し、これをパイロット油圧としてパイロット逆止弁５４は逆止作用を解除され、作動油はアクチュエーター１０の作動油流出入口１０ｂから流出してアクチュエーター１０は再び作動を始める。負トルクの状態においては、このサイクルを短時間で繰り返しながらアクチュエーター１０は作動する。
【０００６】
流量調整弁５５、５６は、負トルクの状態になった場合に、この負トルクをパイロット逆止弁５３または５４で支えるに際して、パイロット逆止弁５３または５４に流入するアクチュエーター１０からの排出作動油の流量を絞るものであり、これにより、パイロット逆止弁５３または５４が急激な逆止作用を行わないようにして、衝撃と振動の発生を防ぐものである。
【０００７】
なお、流量調整弁５５、５６においては、それぞれバイパス逆止弁５５ａ、５６ａを併設しており、これにより、アクチュエーター１０への流入側となる作動油経路に対しては流量調整をバイパスして抵抗を与えないようになっている。
【０００８】
なお、図２１において、バルブブロック６１を含む油圧ポンプユニット６２は予備としてもう１組を設けるのが普通であり、この予備のユニットはアクチュエーター１０の他の作動油流出入口１０ａ’、１０ｂ’に独立して接続している。この予備のユニットの構成と作用は常用のものと全く同じであるので、油圧系統図および概念図においては図示を省略し、また説明も省略する。以下も同様である。
【０００９】
上記の油圧回路各構成要素は従来、概念的には図２２〜図２３に示すように、また、詳細には図２４〜図２５に示すように配置されていた。すなわち、油圧ポンプ１とそれを駆動するモーター２、油タンク５７、および弁類として方向切換弁５１、一対のパイロット逆止弁５３、５４をセットにしたパイロット逆止弁セット５８、一対の流量調整弁５５、５６をセットにした流量調整弁セット５９をマニホールド６０の上に積み上げたバルブブロック６１を共通台板上に配置して油圧ポンプユニット６２として、アクチュエーター１０と別置していた。
【００１０】
バルブブロック６１においては、マニホールド６０に各油管を取り付けている。すなわち、油圧ポンプ接続口６０ａには油圧ポンプ１からの吐出管６３、油タンク接続口６０ｂには油タンク５７への戻り管６４、およびアクチュエーター接続口６０ｃ、６０ｄにはアクチュエーター１０の作動油流出入口１０ａ、１０ｂにそれぞれ接続する高圧油管６５、６６をそれぞれ取り付けている。
【００１１】
図２６に模式的に示すように、バルブブロック６１内には、各バルブ胴体の遊び肉部分を利用して油圧ポンプ接続口６０ａから方向切換弁５１の入口５１ａに至る油路６７、および方向切換弁５１の出口５１ｂから油タンク接続口６０ｂに至る油路６８がそれぞれ穿孔連通されている。
【００１２】
なお、油圧ポンプユニット６２とアクチュエーター１０とを接続する油管６５、６６が破損した場合に備えるなどの理由で、アクチュエーター１０の作動油流出入口１０ａ、１０ｂにはそれぞれ遮断弁６９が取り付けられている。
【００１３】
油圧ポンプの吐出量が約３００ｌ／ｍｉｎ以上の油圧装置の場合は、容量的に構成要素として利用できる市販の標準品がないために、特別の設計品を用いて、一般に図２７に示すような油圧回路で、また、図２８〜図２９に示すような配置で油圧装置が構成されている。すなわち、油圧ポンプユニット７０においては、油タンク７１内にサブマージした立型の油圧ポンプ７２を油タンク７１の天板に取り付けたモーター７３で駆動するようにするとともに、方向切換弁７４を油タンク７１の天板上に配置している。油圧ポンプ７２の吐出口７２ａと方向切換弁７４の入口７４ａとの間を高圧の油圧ポンプ吐出管７５で接続する。アクチュエーター１０の作動油流出入口１０ａ、１０ｂに、一対のパイロット逆止弁７６、７７をセットにしたパイロット逆止弁セット７８を取り付け、方向切換弁７４とパイロット逆止弁セット７８との間を２本の高圧油管７９、８０で接続している。
【００１４】
この構成においては、アクチュエーター１０の作動油流出入口１０ａ、１０ｂとパイロット逆止弁７６、７７との間に流量調整弁を設けることが構成的に難しいため、パイロット逆止弁７６、７７の弁ストロークを調整ハンドル７６ａ、７７ａで制限することによって急激な逆止作用による衝撃、振動の発生を抑制している。なお、この調整ハンドル７６ａ、７７ａを閉め切ることによってパイロット逆止弁７６、７７を手動の塞止弁として兼用している。
【００１５】
上記のことを除いては、作用に関する限り、この構成における作用は油圧ポンプの吐出量が約３００ｌ／ｍｉｎ以下の油圧装置の場合と同様であるので、説明を省略する。
【００１６】
ロータリーベーン式舵取機の構造を示す先行技術文献としては例えば特許文献１がある。
【００１７】
【特許文献１】
特開２０００−７２０９２公報
【００１８】
【発明が解決しようとする課題】
上記した従来の構成においては、先ず、油圧ポンプの吐出量が約３００ｌ／ｍｉｎ以下の場合の、市販の標準品を油圧装置の構成要素として利用することが可能な場合については、図２２〜図２４に示すように、油圧ポンプユニット６２において、油圧ポンプ１の吐出口１ａとバルブブロック６１のマニホールド６０とを接続する高圧の油圧ポンプ吐出管６３を取り付けるための空間が非常に狭いのが普通であり、従って、この油圧ポンプ吐出管６３を精度良く取り付けるのに大きな作業時間を要していた。さらに、この油圧ポンプ吐出管６３は長さが短いため、管内に作用する作動油の油圧力および作動油の温度変化による油圧ポンプ吐出管６３の膨張、収縮力が管を通じて直接にバルブブロック６１に力を及ぼし、バルブブロック６１に歪みを与える。このため、微細かつ精密なクリアランスによって成り立っている弁類の作動に影響を及ぼし、特に方向切換弁５１のスプールの固着という大きなトラブルを発生することがあった。
【００１９】
また、図２６に示すように、バルブブロック６１内には、マニホールド６０の油圧ポンプ接続口６０ａから方向切換弁５１の入口５１ａに至る油路６７、および方向切換弁５１の出口５１ｂからマニホールド６０の油タンク接続口６０ｂに至る油路６８がそれぞれ設けられねばならないが、これらの油路６７、６８は、穿孔が支障とならない各構成バルブの胴体遊び部分を選んで穿孔連通されるため、急激な曲がり、ジグザグを免れず、また、油路断面積も制限されるため、作動油の通過抵抗が大きく、圧力損失が大きくなるという問題があった。このために、有効油圧が減少するのみならず、作動油の油温が上昇し、従って放熱のために油タンク５７の容量を大きくせねばならないという問題があった。
【００２０】
さらに、図２１〜図２５に示すように、油圧ポンプユニット６２とアクチュエーター１０の作動油流出入口１０ａ、１０ｂとをそれぞれ接続する油管６５、６６は両方とも高圧油管にせねばならず、取付工事の工数が大きくなるばかりでなく、コストが高くなるという問題があった。また、これら油管６５、６６が破損した場合などに備えて、アクチュエーター１０の作動油流出入口１０ａ、１０ｂにはそれぞれ遮断弁６９を設ける必要があるが、このためのコストが高くなるという問題があった。
【００２１】
次に、油圧ポンプの吐出量が約３００ｌ／ｍｉｎ以上の場合の、容量的に市販の標準品が油圧装置の構成要素として利用できない場合については、図２８〜図２９に示すように、油圧ポンプユニット７０においては、油圧ポンプ７２の吐出口７２ａと方向切換弁７４の入口７４ａとを接続する高圧の油圧ポンプ吐出管７５を取り付けるための空間が非常に狭いのが普通であり、従って、この油圧ポンプ吐出管７５を精度良く取り付けるのに大きな作業時間を要していた。さらに、この油圧ポンプ吐出管７５は長さが短いため、管内に作用する作動油の油圧力および作動油の温度変化による管の膨張、収縮力が油圧ポンプ吐出管７５を通じて直接、方向切換弁７４に力を及ぼし、歪みを与える。このため、微細かつ精密なクリアランスによって成り立っている方向切換弁７４のスプールの円滑な作動を妨げ、甚だしくは、スプールの固着という大きなトラブルを発生することがあった。
【００２２】
また、図２７〜図２９に示すように、油圧ポンプユニット７０とアクチュエーター１０との間を接続する２本の油管７９、８０は両方とも高圧油管にせねばならず、取付工事の工数が大きくなるばかりでなく、コストが高くなるという問題があった。
【００２３】
さらに、パイロット逆止弁セット７８をアクチュエーター１０の作動油流出入口１０ａ、１０ｂに取り付けているために、両者の間に流量調整弁を設けることが難しく、また、容量的に市販の標準品が利用できず、そのため、アクチュエーター１０が負トルクの状態で作動するときのパイロット逆止弁７６、７７の急激な逆止作用を緩和するために、パイロット逆止弁７６、７７の弁ストロークを制限する方法をとっているが、負トルクが大きい場合には対応が困難であり、油圧系統に大きな衝撃、振動、騒音を与え、作業環境を害するという大きな問題があった。
【００２４】
本発明は、方向切換弁、パイロット逆止弁、オリフィスまたは流量調整弁およびマニホールドからなるバルブブロックをロータリーベーン式舵取機のアクチュエーター外壁の作動油流出入口に直接取り付けることによって、従来の、弁類と油圧ポンプ吐出口との間を接続する狭い空間の高圧油管配設をなくして、取付工事の難を解消するとともに、この高圧油管によって弁類が歪みを受けるという問題、特に方向切換弁のスプールの円滑な作動が妨げられるという問題をなくし、また、作動油のバルブブロック内通過抵抗が大きく圧力損失と油温上昇を来すという問題を最小限に抑え、従って油タンクの容量を最小限にすることができ、また、油圧ポンプユニットとアクチュエーターとを接続する油管２本は、一方のみを高圧油管にすればよく、かつその取付工事が容易であり、さらに、油管が破損した場合、アクチュエーターの作動油流出入口を自動的に塞止でき、アクチュエーターの作動油流出入口に独立した遮断弁を設ける必要がなく、さらに、負トルクの状態においても油圧系統に大きな衝撃、振動、騒音を与えることなくアクチュエーターを円滑に作動させることができるようにするロータリーベーン式舵取機のバルブブロック構造を提供することを目的とする。
【００２５】
【課題を解決するための手段】
上記課題を解決するために、請求項１に係る本発明のロータリーベーン式舵取機のバルブブロック構造は、一方向一定吐出量型油圧ポンプを持つロータリーベーン式舵取機において、バルブブロックを油圧ポンプユニット配管用マニホールドと、その上に接続した方向切換弁と、油圧ポンプユニット配管用マニホールドの下に接続した綜合弁とで構成し、綜合弁をパイロット逆止弁とオリフィスの組み合わせで構成し、綜合弁をアクチュエーターの作動油流出入口に直接取り付け、油圧ポンプユニット配管用マニホールドに油圧ポンプに接続する高圧油管と油タンクに接続する無圧油管とをそれぞれ接続するようにしたものである。
【００２６】
上記した構成により、油圧ポンプ吐出口とバルブブロックとの間を接続する高圧油管を狭い空間内で取付工事を行うことがなくなるほか、この高圧油管に作用する油圧力および熱膨張収縮力によりバルブブロックが歪みを受け、微細精密なクリアランスのもとに作動する弁類、特に方向切換弁のスプールの円滑な作動を妨げることがなくなる。
【００２７】
さらに、バルブブロックの油圧ポンプ接続口から方向切換弁に至る油路および方向切換弁から油タンク接続口に至る油路が短く、経路も単純になるため、作動油のバルブブロック通過抵抗が減る。従って油温上昇が最小限となって、油タンクの容量を最小限にすることができる。
【００２８】
また、負トルクの状態においてもパイロット逆止弁に作用する作動油の流量がオリフィスにより絞られるため、逆止作用の衝撃、振動、騒音が抑制され、アクチュエーターを円滑に作動させることができる。
【００２９】
さらに、油圧ポンプユニットとアクチュエーターとを接続する油管は、従来２本とも高圧油管にする必要があったのに対して、油圧ポンプ吐出口に接続する油管のみを高圧油管にすればよく、コスト低減になるほか、十分な空間があって取付工事が容易になる。
【００３０】
さらに、油管が破損した場合、アクチュエーターの作動油流出入口は自動的に遮断され、従って舵が固定されるから、安全である。
【００３４】
【発明の実施の形態】
以下に本発明の実施の形態を図面に基づいて説明する。
先ず、油圧ポンプの吐出量が約３００ｌ／ｍｉｎ以上の場合の本発明の実施の形態によるロータリーベーン式舵取機のバルブブロック構造について説明する。
【００３５】
図１はその油圧回路を示す。図１において、主要構成要素は、一方向一定吐出量の油圧ポンプ１とそれを駆動するモーター２、油タンク３、方向切換弁４およびそれを作動させる電磁弁５、パイロット逆止弁６、７、オリフィス８、９、および舵を作動させるアクチュエーター１０からなる。
【００３６】
方向切換弁４は、油圧ポンプ１からの吐出油をアクチュエーター１０の作動油流出入口１０ａ、１０ｂのいずれに導くか、あるいは中立位置においてそのまま油タンク３に戻すかの三動作の切り換えを電磁弁５によって行う。なお、油圧ポンプ１の吐出油をアクチュエーター１０の例えば作動油流出入口１０ａに導く場合、作動油流出入口１０ｂから排出される作動油は方向切換弁４によって油タンク３に戻される。
【００３７】
パイロット逆止弁６、７はアクチュエーター１０の作動油流出入口１０ａ、１０ｂのそれぞれに対応して設けられる。例えばパイロット逆止弁６に対応するアクチュエーター１０の作動油流出入口１０ａが作動油の流入側となる場合は、流出側となるアクチュエーター１０の作動油流出入口１０ｂに対応するパイロット逆止弁７は、パイロット逆止弁６の入口油管の油圧をパイロット油圧として逆止作用を解除されて、アクチュエーター１０の作動油流出入口１０ｂからの作動油の流出を許すように構成される。逆に、アクチュエーター１０の作動油流出入口１０ｂが作動油の流入側となる場合は、流出側となるアクチュエーター１０の作動油流出入口１０ａに対応するパイロット逆止弁６は、パイロット逆止弁７の入口油圧をパイロット油圧として逆止作用を解除され、アクチュエーター作動油流出入口１０ａからの作動油の流出を許すように構成される。
【００３８】
かくて、パイロット逆止弁６、７は、アクチュエーター１０が停止している時にアクチュエーター１０の作動油流出入口１０ａ、１０ｂを自動的に塞止する機能を持つとともに、アクチュエーター１０が油圧ポンプ１からの吐出油の力によってではなく、逆に舵からの力で回されるような状態、すなわち負トルクの状態で作動するとき、この負トルクに対抗して支える機能を持つものである。
【００３９】
先ず、アクチュエーター１０が停止しているとき、方向切換弁４は中立位置にあって油圧ポンプ１からの吐出油は方向切換弁４の入口４ａから出口４ｂを通って油タンク３に戻されている。この状態では、パイロット逆止弁６、７に対するパイロット油圧が失われているので、アクチュエーター１０の作動油流出入口１０ａ、１０ｂはパイロット逆止弁６、７によって自動的に塞止され、従ってアクチュエーター１０はロックされる。
【００４０】
次に、アクチュエーター１０が逆に舵からの力で回されようとする負トルクの状態で作動するとき、例えばアクチュエーター１０の作動油流出入口１０ａが作動油流入側となっている場合、負トルクの状態になると、作動油流出入口１０ａの側の油圧が失われるので、パイロット逆止弁７が逆止作用を行い、アクチュエーター１０の作動油流入口１０ｂからの作動油の流出を阻止して、アクチュエーター１０に作用する負トルクを支え、アクチュエーター１０は一時停止する。油圧ポンプ１は一定量を吐出し続けているため、パイロット逆止弁７が逆止作用を行うとアクチュエーター１０の作動油出入口１０ａの側に油圧が発生する。そうすれば、その油圧がパイロット油圧となってパイロット逆止弁７の逆止作用が解除され、アクチュエーター１０の作動油流出入口１０ｂからの作動油の流出を許す。しかしその流出は直ちにアクチュエーター１０の作動油流出入口１０ａの側の油圧を喪失させることになるので、パイロット逆止弁７は逆止作用を回復し、アクチュエーター１０の作動油流出入口１０ｂからの作動油の流出を阻止してアクチュエーター１０を一時停止させ、アクチュエーター１０に作用する負トルクを支える。すると油圧ポンプ１からの吐出油によりアクチュエーター１０の作動油流出入口１０ａ側に油圧が発生し、パイロット逆止弁７の逆止作用が解除されてアクチュエーター１０の作動油流出入口１０ｂから作動油が流出する。
【００４１】
このサイクルを短時間に頻繁に繰り返すことによって、アクチュエーター１０は、負トルクの状態においてもこれを支えつつ作動することができる。
オリフィス８、９は、上記のようにアクチュエーター１０が負トルクの状態で作動するとき、パイロット逆止弁６、７に急激に逆止作用を行わせないようにする作用を行うものであり、油圧系統に衝撃、振動、騒音を与えないようにするためのものである。すなわち、アクチュエーター１０が負トルクで作動する状態において、パイロット逆止弁６または７が逆止作用の状態になったとき、パイロット逆止弁６または７に作用する作動油の流量がオリフィス８または９により絞られることにより、パイロット逆止弁６または７の逆止作用が急激になることが避けられる。従って、衝撃と振動と騒音を発生することが避けられる。
【００４２】
なお、負トルク状態においてパイロット逆止弁６または７の逆止作用により衝撃と振動と騒音が発生する現象は、これまでの資料データの解析から、作動油の流量に対してシステム抵抗が少ない場合に発生している。従って、油圧系統の抵抗が油圧ポンプ１の出力から算定される許容システム抵抗いっぱいになるようにオリフィス８、９の絞りを設定することによって、上記現象に対応することができる。
【００４３】
なお、図１において、油圧ポンプユニット１１およびバルブブロック１４は予備としてもう１組を設けるのが普通であり、その場合、予備の組はアクチュエーター１０の他の作動油流出入口１０ａ’、１０ｂ’に独立して接続する。この予備の組の構成と作用は常用のものと全く同じであるので、図示および説明を省略する。
【００４４】
図２〜図３は油圧装置の概略の配置を概念的に示したものである。なお、実際には、油圧ポンプユニット１１およびバルブブロック１４は予備としてもう１組を設け、アクチュエーター１０の他の作動油流出入口１０ａ’、１０ｂ’に独立して接続するが、上記の通り、図示および説明は省略する。
【００４５】
図４はバルブロックの内部構造を模式的に示したものである。
図５〜図７はバルブブロック１４をアクチュエーター１０に取り付けた配置の詳細設計例を示すものであり、また、図８〜図１０はバルブブロック１４の組立の詳細設計例を示すものである。
【００４６】
図２〜図１０において、油圧ポンプ１とそれを駆動するモーター２および油タンク３は油圧ポンプユニット１１として、アクチュエーター１０から別置して設け、方向切換弁４、油圧ポンプユニット配管用マニホールド１２、およびパイロット逆止弁６、７とオリフィス８、９を綜合させた綜合弁１３でバルブブロック１４を形成して、このバルブブロック１４を綜合弁１３の部位においてアクチュエーター１０の作動油流出入口１０ａ、１０ｂに直接取り付ける。油圧ポンプユニット１１の油圧ポンプ１の吐出口１ａとバルブブロック１４の油圧ポンプユニット配管用マニホールド１２の油圧ポンプ接続口１２ａとを高圧油管１５で、また、バルブブロック１４の油圧ポンプユニット配管用マニホールド１２の油タンク接続口１２ｂと油タンク３とを無圧油管１６でそれぞれ接続する。
【００４７】
なお、方向切換弁４を電磁弁５によって切り換えるためのパイロット油圧系として、図１に示すように、油圧ポンプ１の内部に併設したパイロット油圧ポンプ１ｃのパイロット油圧取出口１ｄからパイロット油圧管１ｂをバルブブロック１４に導く。パイロット油圧管１ｂは、バルブブロック１４においては、図５、図８に示すように、油圧ポンプユニット配管用マニホールド１２に接続する。
【００４８】
バルブブロック１４においては、アクチュエーター１０の作動油流出入口１０ａ、１０ｂに綜合弁１３を直接接続し、この綜合弁１３の上に油圧ポンプユニット配管用マニホールド１２および方向切換弁４を、各弁の流出入口がそれぞれ連通するようにして順次積み上げて取り付ける。
【００４９】
方向切換弁４の胴体遊び肉部分には、図４に示すように、油圧ポンプユニット配管用マニホールド１２の油圧ポンプ接続口１２ａから方向切換弁４の入口４ａに連通する油路１７、および方向切換弁４の出口４ｂから油圧ポンプユニット配管用マニホールド１２の油タンク接続口１２ｂに連通する油路１８をそれぞれ穿孔する。
【００５０】
以下、上記構成における作用を説明する。
舵すなわちアクチュエーター１０を作動させないときは、バルブブロック１４の方向切換弁４は中立位置にある。油圧ポンプ１からの吐出油は高圧油管１５を経て油圧ポンプユニット配管用マニホールド１２の油圧ポンプ接続口１２ａに入り、方向切換弁４胴体部分の油路１７を通って方向切換弁４の入口４ａに入る。方向切換弁４は中立位置においてはバイパスするので、作動油はそのまま出口４ｂから方向切換弁４胴体部分の油路１８に入り、油圧ポンプユニット配管用マニホールド１２の油タンク接続口１２ｂから無圧油管１６を通って油圧ポンプユニット１１の油タンク３に戻る。この間、アクチュエーター１０内の作動油はパイロット逆止弁６、７によりロックされる。
【００５１】
アクチュエーター１０を例えば取舵方向に作動させるとき、すなわち、アクチュエーター１０の作動油流出入口１０ａが作動油流入側となるときは、方向切換弁４を取舵方向に電磁弁５により切り換える。油圧ポンプ１からの吐出油は高圧油管１５から油圧ポンプユニット配管用マニホールド１２の油圧ポンプ接続口１２ａに入り、油路１７を通って方向切換弁４の入口４ａに入る。そして方向切換弁４において取舵方向への流路を通って綜合弁１３に入る。綜合弁１３においては、作動油はまずパイロット逆止弁６に入り、パイロット逆止弁６において、作動油は弁を押し上げてオリフィス８に入る。それからアクチュエーター１０の作動油流出入口１０ａに流入し、アクチュエーター１０を取舵方向に回転させる。
【００５２】
アクチュエーター１０の作動油流出入口１０ｂから排出される作動油は、オリフィス９を通ってパイロット逆止弁７に入る。
アクチュエーター１０が負トルクの状態でない限り、この逆止弁７は、パイロット逆止弁６の流入側の油圧、すなわちアクチュエーター１０への流入側の油路の油圧によって逆止作用が殺されているので、作動油はパイロット逆止弁７を自由に通過して、方向切換弁４に戻る。作動油は、方向切換弁４の取舵戻り流路を通って油圧ポンプユニット配管用マニホールド１２に入り、その油タンク接続口１２ｂから無圧油管１６を通って油タンク３に戻る。
【００５３】
アクチュエーター１０が逆に舵からの力によって回転させられる負トルクの状態になった場合は、アクチュエーター１０の流入側の油圧、すなわちパイロット逆止弁７に対するパイロット油圧の喪失と回復によるパイロット逆止弁７の逆止作用の繰り返しによって、この負トルクを断続的に支えるが、それに際して、パイロット逆止弁７に流入する作動油の流量がオリフィス９により絞られることでパイロット逆止弁７の逆止作動において発生する衝撃が緩和される。
【００５４】
アクチュエーター１０を逆に面舵方向に作動させるときは、方向切換弁４を面舵方向に電磁弁５により切り換える。そうすれば、方向切換弁４とアクチュエーター１０との間の作動油経路が逆になるだけで、作用は取舵方向の場合と全く同じである。
【００５５】
次に、油圧ポンプの吐出量が約３００ｌ／ｍｉｎ以下の場合の本発明の他の実施の形態によるロータリーベーン式舵取機のバルブブロック構造について説明する。
【００５６】
バルブブロックを構成する各バルブの胴体遊び肉部分に通過抵抗の少ない油路を穿孔連通させることが可能な場合に適用できる。
図１１はその油圧回路を示し、図１２はバルブブロック３１の構造を模式的に示すものである。また、図１３〜図１４は油圧装置の配置の詳細設計例を示すものである。図１５〜図１７はバルブブロック３１をアクチュエーター１０に取り付けた配置の詳細設計例を、また、図１８〜図２０はバルブブロック３１の組立の詳細設計例をそれぞれ示すものである。
【００５７】
バルブブロック３１の油圧ポンプユニット配管用マニホールド３２をアクチュエーター１０の作動油流出入口１０ａ、１０ｂに直接接続し、油圧ポンプユニット配管用マニホールド３２の上に、流量調整弁３３、３４およびそのバイパス逆止弁３３ａ、３４ａをセットにした流量調整弁セット３５を接続し、流量調整弁セット３５の上にパイロット逆止弁３６、３７をセットにしたパイロット逆止弁セット３８を接続し、パイロット逆止弁セット３８の上に方向切換弁３９を接続する。各弁の流出入口がそれぞれ連通するようにして順次積み上げて取り付ける。
【００５８】
油圧ポンプユニット配管用マニホールド３２には油圧ポンプ接続口３２ａおよび油タンク接続口３２ｂを設け、油圧ポンプ接続口３２ａから方向切換弁３９の入口３９ａまで、各弁の胴体遊び肉部分を連通して油路４０を穿孔し、また、油タンク接続口３２ｂから方向切換弁３９の出口３９ｂまで、各弁の胴体遊び肉部分を連通して油路４１を穿孔する。
【００５９】
油圧ポンプユニット配管用マニホールド３２の油圧ポンプ接続口３２ａと油圧ポンプユニット１１の油圧ポンプ１の吐出口１ａとの間を高圧油管１５で、また、油圧ポンプユニット配管用マニホールド３２の油タンク接続口３２ｂと油圧ポンプユニット１１の油タンク３との間を無圧油管１６でそれぞれ接続する。
なお、方向切換弁３９を電磁弁４２によって切り換えるためのパイロット油圧系として、図１１に示すように、油圧ポンプ１の内部に併設したパイロット油圧ポンプ１ｃのパイロット油圧取出口１ｄからパイロット油圧管１ｂをバルブブロック３１に導く。パイロット油圧管１ｂは、バルブブロック３１においては、図１３〜図１６、図１８に示すように、油圧ポンプユニット配管用マニホールド３２に接続する。
【００６０】
先に説明した本発明の実施の形態におけるオリフィス８、９が本発明の他の実施の形態においては流量調整弁３３、３４になっていることを除いて、作用に関する限り、両者は同じであり、また、オリフィス８、９の作用と流量調整弁３３、３４の作用も類似したものであるので、本発明の他の実施の形態におけるバルブブロック３１の作用については説明を省略する。
【００６１】
【発明の効果】
本発明は、一方向一定吐出量型の油圧ポンプを採用したロータリーベーン式舵取機の油圧装置において、方向切換弁、パイロット逆止弁、オリフィスまたは流量調整弁、およびマニホールドからなるバルブブロックをロータリーベーン式舵取機のアクチュエーターの作動油流出入口に直接取り付けることによって、従来の油圧ポンプ吐出口と弁類との間を接続する狭い空間の高圧油管配設がなくなり、これにより、狭い空間内でこの高圧油管を正確に取り付けるという困難性がなくなるほか、この高圧油管に作用する力により、微細精密なクリアランスのもとに作動する弁類が歪みを受けて、特に方向切換弁のスプールの円滑な作動が妨げられることがなくなり、また、バルブブロックにおいて油圧ポンプ接続口から方向切換弁入口まで、および方向切換弁出口からバルブブロックの油タンク接続口までバルブブロックの胴体遊び肉部分を連通して設ける油路の通過抵抗が減ることにより、油温上昇を、従って油タンク容量を最小限にすることができ、また、油圧ポンプユニットとアクチュエーターとを接続する油管を、従来は２本とも高圧油管にする必要があったのに対し、１本のみを高圧油管にすればよくなり、また、高圧油管の配管工事を容易にするスペースも十分に確保でき、従ってコスト削減ができ、また、従来アクチュエーターの作動油流出入口に取り付けていた遮断弁をなくすることができ、さらに、油管が破損した場合、アクチュエーターの作動油流出入口は自動的に塞止されるので安全であり、また、負トルクの状態においても油圧系統に衝撃と振動を与えることなくアクチュエーターを円滑に作動させることができるなど卓越した効果を発揮する。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態におけるロータリーベーン式舵取機のバルブブロックを含むロータリーベーン式舵取機の油圧回路を示す説明図である。
【図２】同ロータリーベーン式舵取機のバルブブロックを含むロータリーベーン式舵取機の油圧ポンプユニットとアクチュエーター取付バルブブロックの配置を概念的に示す平面図である。
【図３】同、図２におけるａ−ａ矢視側面図である。
【図４】同ロータリーベーン式舵取機のバルブブロックの構成を模式的に示す説明図である。
【図５】同ロータリーベーン式舵取機のバルブブロックをアクチュエーターに取り付けた配置の詳細設計例を示す平面図である。
【図６】同側面図である。
【図７】同正面図である。
【図８】同ロータリーベーン式舵取機のバルブブロックの組立の詳細設計例を示す平面図である。
【図９】同側面図である。
【図１０】同正面図である。
【図１１】本発明の他の実施の形態におけるロータリーベーン式舵取機のバルブブロックを含むロータリーベーン式舵取機の油圧回路を示す説明図である。
【図１２】同ロータリーベーン式舵取機のバルブブロックの構成を模式的に示す説明図である。
【図１３】同ロータリーベーン式舵取機の油圧装置の配置の詳細設計例を示す平面図である。
【図１４】同側面図である。
【図１５】同ロータリーベーン式舵取機のバルブブロックをアクチュエーターに取り付けた配置の詳細設計例を示す平面図である。
【図１６】同側面図である。
【図１７】同正面図である。
【図１８】同ロータリーベーン式舵取機のバルブブロックの組立の詳細設計例を示す平面図である。
【図１９】同側面図である。
【図２０】同正面図である。
【図２１】油圧ポンプの吐出量が約３００ｌ／ｍｉｎ以下の場合の従来のロータリーベーン式舵取機の油圧回路を示す説明図である。
【図２２】同従来のロータリーベーン式舵取機の油圧ポンプユニットとアクチュエーターの配置を概念的に示す平面図である。
【図２３】同、図２２におけるｂ−ｂ矢視側面図である。
【図２４】同従来のロータリーベーン式舵取機の油圧装置の配置の詳細設計例を示す平面図である。
【図２５】同側面図である。
【図２６】同従来のロータリーベーン式舵取機のバルブブロックの構成を模式的に示す説明図である。
【図２７】油圧ポンプの吐出量が約３００ｌ／ｍｉｎ以上の場合の従来のロータリーベーン式舵取機の油圧回路を示す説明図である。
【図２８】同従来のロータリーベーン式舵取機の油圧ポンプユニットとアクチュエーターの配置を概念的に示す平面図である。
【図２９】同、図２８におけるｃ−ｃ矢視側面図である。
【符号の説明】
１油圧ポンプ
１ａ吐出口
１ｂパイロット油圧管
１ｃパイロット油圧ポンプ
１ｄパイロット油圧取出口
２モーター
３油タンク
４方向切換弁
４ａ入口
４ｂ出口
５電磁弁
６、７パイロット逆止弁
８、９オリフィス
１０アクチュエーター
１０ａ、１０ｂ作動油流出入口
１１油圧ポンプユニット
１２油圧ポンプユニット配管用マニホールド
１２ａ油圧ポンプ接続口
１２ｂ油タンク接続口
１３綜合弁
１４バルブブロック
１５高圧油管
１６無圧油管
１７、１８油路（バルブブロック胴体）
３１バルブブロック
３２油圧ポンプユニット配管用マニホールド
３２ａ油圧ポンプ接続口
３２ｂ油タンク接続口
３３、３４流量調整弁
３３ａ、３４ａバイパス逆止弁
３５流量調整弁セット
３６、３７パイロット逆止弁
３８パイロット逆止弁セット
３９方向切換弁
３９ａ入口
３９ｂ出口
４０、４１油路（バルブブロック胴体）
５１方向切換弁
５１ａ入口
５１ｂ出口
５２電磁弁
５３、５４パイロット逆止弁
５５、５６流量調整弁
５５ａ、５６ａバイパス逆止弁
５７油タンク
５８パイロット逆止弁セット
５９流量調整弁セット
６０マニホールド
６０ａ油圧ポンプ接続口
６０ｂ油タンク接続口
６０ｃ、６０ｄアクチュエーター接続口
６１バルブブロック
６２油圧ポンプユニット
６３吐出管（油圧ポンプ）
６４戻り管（油圧ポンプ）
６５、６６高圧油管
６７、６８油路（バルブブロック胴体）
６９遮断弁（アクチュエーター）
７０油圧ポンプユニット
７１油タンク
７２油圧ポンプ
７２ａ吐出口
７３モーター
７４方向切換弁
７４ａ入口
７４ｂ出口
７５吐出管（油圧ポンプ）
７６、７７パイロット逆止弁
７６ａ、７７ａ調節ハンドル
７８パイロット逆止弁セット
７９、８０高圧油管[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a valve block structure of a rotary vane type steering machine.
[0002]
[Prior art]
Conventionally, a hydraulic device of a rotary vane type steering machine can use a commercially available standard product as a component when the discharge amount of the hydraulic pump is about 300 l / min or less. It has become. That is, the hydraulic circuit is as shown in FIG. 21, and the main components are a hydraulic pump 1 having a constant unidirectional discharge amount, a directional switching valve 51 and an electromagnetic valve 52 for driving it, and pilot check valves 53 and 54. , The flow rate adjusting valves 55 and 56, the oil tank 57, and the actuator 10 for operating the rudder.
[0003]
The direction switching valve 51 has three operations, that is, whether the discharge oil from the hydraulic pump 1 is guided to any of the hydraulic oil outlets 10a and 10b of the actuator 10 or the discharge oil of the hydraulic pump 1 is returned to the oil tank 57 in the neutral position. Switch. The hydraulic oil discharged from the other port when the discharged oil of the hydraulic pump 1 is led to one of the hydraulic oil outlets 10 a and 10 b of the actuator 10 is returned to the oil tank 57 by the direction switching valve 51. .
[0004]
The pilot check valves 53 and 54 are provided corresponding to the hydraulic oil inlets 10 a and 10 b of the actuator 10. For example, when the pilot check valve 53 is on the hydraulic oil inflow side of the actuator 10, The pilot check valve 54 is configured so that the hydraulic pressure of the inlet oil pipe of the pilot check valve 53 is the pilot hydraulic pressure, the check action is released, and the hydraulic oil flows out from the actuator 10. When the pilot check valve 54 is on the inflow side of the hydraulic oil to the actuator 10, the pilot check valve 53 on the outflow side is reversely operated with the inlet hydraulic pressure of the pilot check valve 54 as the pilot oil pressure. Is released, allowing the hydraulic oil to flow out of the actuator 10. Thus, when the direction switching valve 51 is in the neutral position, that is, while the discharged oil from the hydraulic pump 1 is returned to the oil tank 57 through the direction switching valve 51 without having to operate the actuator 10, the actuator 10. The hydraulic oil outlets 10a and 10b are closed by pilot check valves 53 and 54, so that the actuator 10 is locked.
[0005]
When the actuator 10 is operated by the discharge oil from the hydraulic pump, if the actuator 10 is in a negative torque state that is turned by the force from the rudder, the pilot check valve 53 or 54 supports this negative torque. . That is, for example, when the hydraulic oil outlet / inlet 10a of the actuator 10 is on the inflow side and the outlet / inlet 10b is on the outflow side, the hydraulic pressure on the side of the inlet / outlet 10a is lost in the negative torque state. The pilot check valve 54 that has been released from the stop action performs a check action to prevent the actuator 10 from flowing out from the hydraulic oil outflow inlet 10b, whereby the negative torque is supported and the actuator 10 temporarily stops operating. . Since the hydraulic pump 1 continues to discharge a certain amount, when the pilot check valve 54 performs a check action, hydraulic pressure is generated on the hydraulic oil outlet 10a side of the actuator 10. Then, the hydraulic pressure becomes the pilot hydraulic pressure, the check action of the pilot check valve 54 is released, the hydraulic oil flows out from the outflow inlet 10b, and the actuator 10 starts operating again. However, due to the negative torque acting on the actuator 10, the hydraulic pressure on the side of the hydraulic oil inlet / outlet 10a is immediately lost. Therefore, the pilot check valve 54 performs a check action, temporarily suspending the operation of the actuator 10, and reducing the negative torque. support. Then, the hydraulic oil is generated on the hydraulic oil outlet / inlet 10a side of the actuator 10 by the oil discharged from the hydraulic pump 1, and this is used as the pilot hydraulic pressure, the pilot check valve 54 is released from the check action, and the hydraulic oil is the hydraulic oil of the actuator 10. The actuator 10 starts operating again after flowing out from the outflow inlet 10b. In the negative torque state, the actuator 10 operates while repeating this cycle in a short time.
[0006]
When the flow rate adjusting valves 55 and 56 are in a negative torque state, when the negative torque is supported by the pilot check valve 53 or 54, the hydraulic fluid discharged from the actuator 10 flowing into the pilot check valve 53 or 54 is used. Thus, the pilot check valve 53 or 54 is prevented from performing a sudden check action to prevent the occurrence of shock and vibration.
[0007]
The flow rate adjusting valves 55 and 56 are also provided with bypass check valves 55a and 56a, respectively, thereby bypassing the flow rate adjustment and resisting the hydraulic oil path on the inflow side to the actuator 10. Not to give.
[0008]
In FIG. 21, the hydraulic pump unit 62 including the valve block 61 is usually provided as a spare, and this spare unit is independent of the other hydraulic oil outlets 10a ′ and 10b ′ of the actuator 10. Connected. Since the configuration and operation of this spare unit are exactly the same as those used in usual, illustration is omitted in the hydraulic system diagram and conceptual diagram, and explanation is also omitted. The same applies to the following.
[0009]
Conventionally, each component of the above hydraulic circuit has been conceptually arranged as shown in FIGS. 22 to 23 and in detail as shown in FIGS. 24 to 25. That is, the hydraulic pump 1 and the motor 2 that drives it, the oil tank 57, and the direction switching valve 51 as a valve, the pilot check valve set 58 including a pair of pilot check valves 53 and 54, and a pair of flow rate adjustments A valve block 61 in which a flow rate adjusting valve set 59 including valves 55 and 56 is stacked on a manifold 60 is disposed on a common base plate, and the hydraulic pump unit 62 is provided separately from the actuator 10.
[0010]
In the valve block 61, each oil pipe is attached to the manifold 60. That is, the discharge pipe 63 from the hydraulic pump 1 is connected to the hydraulic pump connection port 60a, the return pipe 64 to the oil tank 57 is connected to the oil tank connection port 60b, and the hydraulic oil outlet of the actuator 10 is connected to the actuator connection ports 60c and 60d. High-pressure oil pipes 65 and 66 connected to 10a and 10b, respectively, are attached.
[0011]
As schematically shown in FIG. 26, in the valve block 61, an oil passage 67 extending from the hydraulic pump connection port 60a to the inlet 51a of the direction switching valve 51 using the idle meat portion of each valve body, and the direction switching The oil passages 68 extending from the outlet 51b of the valve 51 to the oil tank connection port 60b are respectively communicated with each other.
[0012]
Note that a shutoff valve 69 is attached to each of the hydraulic oil outlets 10a and 10b of the actuator 10 in order to prepare for the case where the oil pipes 65 and 66 connecting the hydraulic pump unit 62 and the actuator 10 are damaged.
[0013]
In the case of a hydraulic device having a hydraulic pump discharge rate of about 300 l / min or more, there is no commercially available standard product that can be used as a component in terms of capacity, so a specially designed product is generally used as shown in FIG. The hydraulic apparatus is configured by the hydraulic circuit and the arrangement as shown in FIGS. That is, in the hydraulic pump unit 70, the vertical hydraulic pump 72 submerged in the oil tank 71 is driven by the motor 73 attached to the top plate of the oil tank 71, and the direction switching valve 74 is driven by the oil tank 71. It is arranged on the top plate. A high pressure hydraulic pump discharge pipe 75 connects the discharge port 72a of the hydraulic pump 72 and the inlet 74a of the direction switching valve 74. A pilot check valve set 78 including a pair of pilot check valves 76 and 77 is attached to the hydraulic oil outlets 10 a and 10 b of the actuator 10, and a distance between the direction switching valve 74 and the pilot check valve set 78 is 2 The high pressure oil pipes 79 and 80 are connected.
[0014]
In this configuration, since it is structurally difficult to provide a flow rate adjusting valve between the hydraulic oil outlets 10a and 10b of the actuator 10 and the pilot check valves 76 and 77, the valve stroke of the pilot check valves 76 and 77 is reduced. Is restricted by the adjustment handles 76a and 77a, thereby suppressing the occurrence of impact and vibration due to a sudden non-return action. The pilot check valves 76 and 77 are also used as manual shut-off valves by closing the adjustment handles 76a and 77a.
[0015]
Except for the above, as far as the action is concerned, the action in this configuration is the same as that in the case of a hydraulic device with a discharge amount of the hydraulic pump of about 300 l / min or less, and the description thereof will be omitted.
[0016]
As a prior art document showing the structure of a rotary vane type steering machine, there is Patent Document 1, for example.
[0017]
[Patent Document 1]
JP 2000-72092 A
[0018]
[Problems to be solved by the invention]
In the conventional configuration described above, first, a case where a commercially available standard product can be used as a component of the hydraulic device when the discharge amount of the hydraulic pump is about 300 l / min or less is shown in FIGS. 24, in the hydraulic pump unit 62, the space for attaching the high-pressure hydraulic pump discharge pipe 63 that connects the discharge port 1a of the hydraulic pump 1 and the manifold 60 of the valve block 61 is usually very narrow. Therefore, it takes a long working time to attach the hydraulic pump discharge pipe 63 with high accuracy. Further, since the hydraulic pump discharge pipe 63 is short in length, the expansion and contraction force of the hydraulic pump discharge pipe 63 due to the hydraulic pressure of the hydraulic oil acting in the pipe and the temperature change of the hydraulic oil is directly applied to the valve block 61 through the pipe. Applying force, the valve block 61 is distorted. For this reason, the operation of valves constituted by fine and precise clearances is affected, and in particular, a great trouble of sticking of the spool of the direction switching valve 51 may occur.
[0019]
As shown in FIG. 26, the valve block 61 has an oil passage 67 extending from the hydraulic pump connection port 60a of the manifold 60 to the inlet 51a of the direction switching valve 51, and an outlet 51b of the direction switching valve 51. Oil passages 68 to the oil tank connection port 60b must be provided, but these oil passages 67 and 68 are drilled and communicated by selecting a body play portion of each constituent valve that does not hinder drilling. Since bending, zigzag is inevitable, and the cross-sectional area of the oil passage is limited, there is a problem that the hydraulic oil passage resistance is large and the pressure loss is large. For this reason, there is a problem that not only the effective oil pressure is reduced, but also the oil temperature of the hydraulic oil is raised, and therefore the capacity of the oil tank 57 has to be increased for heat dissipation.
[0020]
Furthermore, as shown in FIGS. 21 to 25, both of the oil pipes 65 and 66 that connect the hydraulic pump unit 62 and the hydraulic oil outlets 10a and 10b of the actuator 10 must be high-pressure oil pipes. There is a problem that not only becomes large but also the cost becomes high. Further, in case the oil pipes 65 and 66 are damaged, it is necessary to provide the shut-off valve 69 at each of the hydraulic oil outlets 10a and 10b of the actuator 10, but there is a problem that the cost for this is increased. It was.
[0021]
Next, regarding a case where a commercially available standard product cannot be used as a component of the hydraulic device when the discharge amount of the hydraulic pump is about 300 l / min or more, as shown in FIGS. 28 to 29, the hydraulic pump In the unit 70, the space for attaching the high-pressure hydraulic pump discharge pipe 75 connecting the discharge port 72a of the hydraulic pump 72 and the inlet 74a of the direction switching valve 74 is usually very narrow. It took a long working time to attach the pump discharge pipe 75 with high accuracy. Further, since the hydraulic pump discharge pipe 75 is short in length, the expansion and contraction force of the pipe due to the hydraulic pressure of the hydraulic oil acting on the pipe and the temperature change of the hydraulic oil is directly applied to the direction switching valve 74 through the hydraulic pump discharge pipe 75. It exerts power and gives distortion. For this reason, the smooth operation of the spool of the direction switching valve 74, which is constituted by a fine and precise clearance, is hindered, and a serious problem of excessive fixation of the spool may occur.
[0022]
Further, as shown in FIGS. 27 to 29, both of the two oil pipes 79 and 80 connecting the hydraulic pump unit 70 and the actuator 10 must be high-pressure oil pipes, and the number of installation work increases. However, there was a problem that the cost was high.
[0023]
Furthermore, since the pilot check valve set 78 is attached to the hydraulic oil outlets 10a and 10b of the actuator 10, it is difficult to provide a flow rate adjusting valve between them, and a commercially available standard product is used in terms of capacity. Therefore, in order to alleviate the rapid check action of the pilot check valves 76 and 77 when the actuator 10 operates in a negative torque state, the valve stroke of the pilot check valves 76 and 77 is limited. However, when the negative torque is large, it is difficult to cope with it, and there is a serious problem that the hydraulic system is subjected to a large impact, vibration and noise, and the working environment is harmed.
[0024]
The present invention relates to conventional valves by attaching a valve block comprising a direction switching valve, a pilot check valve, an orifice or a flow control valve, and a manifold directly to a hydraulic oil outlet of an actuator outer wall of a rotary vane type steering machine. This eliminates the difficulty of installation work by eliminating the installation of a high-pressure oil pipe in a narrow space that connects between the hydraulic pump and the discharge port of the hydraulic pump. The problem that the smooth operation of the oil is hindered is eliminated, and the problem that the resistance of the hydraulic oil passing through the valve block is large, causing pressure loss and oil temperature rise is minimized, and therefore the capacity of the oil tank is minimized. In addition, only one of the two oil pipes connecting the hydraulic pump unit and the actuator needs to be a high pressure oil pipe. The installation work is easy, and when the oil pipe is broken, the hydraulic oil outlet of the actuator can be automatically closed, and there is no need to provide an independent shut-off valve at the hydraulic oil outlet of the actuator. An object of the present invention is to provide a valve block structure of a rotary vane type steering machine that allows an actuator to operate smoothly without giving a large impact, vibration, or noise to a hydraulic system even in a negative torque state. .
[0025]
[Means for Solving the Problems]
In order to solve the above-mentioned problems, the valve block structure of the rotary vane type steering machine according to the first aspect of the present invention is a rotary vane type steering machine having a one-way constant discharge hydraulic pump. It consists of a pump unit piping manifold, a directional switching valve connected on top of it, and a combined valve connected under the hydraulic pump unit piping manifold. The combined valve consists of a combination of a pilot check valve and an orifice. The combination valve is directly attached to the hydraulic oil outlet / inlet of the actuator, and the high pressure oil pipe connected to the hydraulic pump and the non-pressure oil pipe connected to the oil tank are connected to the hydraulic pump unit piping manifold.
[0026]
With the above-described configuration, the high pressure oil pipe connecting the hydraulic pump discharge port and the valve block is not required to be installed in a narrow space, and the valve block is caused by the oil pressure and thermal expansion / contraction force acting on the high pressure oil pipe. Is distorted, and the smooth operation of the valves that operate under a fine and precise clearance, particularly the spool of the directional switching valve, is not hindered.
[0027]
Furthermore, since the oil path from the hydraulic pump connection port of the valve block to the direction switching valve and the oil path from the direction switching valve to the oil tank connection port are short and the path is simple, the hydraulic oil passage resistance is reduced. Therefore, the oil temperature rise is minimized, and the capacity of the oil tank can be minimized.
[0028]
Further, since the flow rate of the hydraulic oil acting on the pilot check valve is reduced by the orifice even in the negative torque state, the impact, vibration and noise of the check action are suppressed, and the actuator can be operated smoothly.
[0029]
Furthermore, the two oil pipes that connect the hydraulic pump unit and the actuator had to be high-pressure oil pipes in the past, but only the oil pipe connected to the hydraulic pump discharge port needs to be a high-pressure oil pipe, reducing costs. In addition, there is enough space to make installation work easier.
[0030]
In addition, if the oil pipe breaks, the hydraulic fluid inlet of the actuator is automatically shut off, so the rudder is fixed,It is safe.
[0034]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings.
First, the valve block structure of the rotary vane type steering machine according to the embodiment of the present invention when the discharge amount of the hydraulic pump is about 300 l / min or more will be described.
[0035]
FIG. 1 shows the hydraulic circuit. In FIG. 1, the main components are a hydraulic pump 1 having a constant unidirectional discharge amount, a motor 2 for driving the hydraulic pump 1, an oil tank 3, a direction switching valve 4, an electromagnetic valve 5 for operating the same, and pilot check valves 6, 7. , Orifices 8 and 9, and an actuator 10 for operating the rudder.
[0036]
The direction switching valve 4 switches the three operations of whether the discharged oil from the hydraulic pump 1 is guided to any of the hydraulic oil outlets 10a and 10b of the actuator 10 or is returned to the oil tank 3 as it is in the neutral position. Do by. When the discharge oil of the hydraulic pump 1 is guided to, for example, the hydraulic oil outlet 10 a of the actuator 10, the hydraulic oil discharged from the hydraulic oil outlet 10 b is returned to the oil tank 3 by the direction switching valve 4.
[0037]
The pilot check valves 6 and 7 are provided corresponding to the hydraulic oil outlets 10a and 10b of the actuator 10, respectively. For example, when the hydraulic oil outflow inlet 10a of the actuator 10 corresponding to the pilot check valve 6 is on the hydraulic oil inflow side, the pilot check valve 7 corresponding to the hydraulic oil outflow inlet 10b of the actuator 10 on the outflow side is The hydraulic pressure of the inlet oil pipe of the pilot check valve 6 is set as the pilot hydraulic pressure, the check action is released, and the hydraulic oil is allowed to flow out from the hydraulic oil outlet / inlet 10 b of the actuator 10. Conversely, when the hydraulic oil outlet 10b of the actuator 10 is on the hydraulic oil inflow side, the pilot check valve 6 corresponding to the hydraulic oil outlet 10a of the actuator 10 on the outlet side is The non-return action is canceled by using the inlet hydraulic pressure as a pilot hydraulic pressure, and the hydraulic fluid is allowed to flow out from the actuator hydraulic fluid outlet 10a.
[0038]
Thus, the pilot check valves 6 and 7 have a function of automatically closing the hydraulic oil outlets 10a and 10b of the actuator 10 when the actuator 10 is stopped, and the actuator 10 is connected to the hydraulic pump 1 from the hydraulic pump 1. When operating in a state of being turned by the force from the rudder instead of the force of the discharged oil, that is, in a negative torque state, it has a function of supporting this negative torque.
[0039]
First, when the actuator 10 is stopped, the direction switching valve 4 is in the neutral position, and the oil discharged from the hydraulic pump 1 is returned to the oil tank 3 from the inlet 4a of the direction switching valve 4 through the outlet 4b. . In this state, since the pilot hydraulic pressure for the pilot check valves 6 and 7 is lost, the hydraulic oil outlets 10a and 10b of the actuator 10 are automatically closed by the pilot check valves 6 and 7, and accordingly, the actuator 10 Is locked.
[0040]
Next, when the actuator 10 is operated in a negative torque state where it is about to be turned by the force from the rudder, for example, when the hydraulic oil inlet / outlet 10a of the actuator 10 is on the hydraulic oil inflow side, In this state, since the hydraulic pressure on the hydraulic oil outlet 10a side is lost, the pilot check valve 7 performs a check action to prevent the hydraulic oil from flowing out of the hydraulic oil inlet 10b of the actuator 10 and The actuator 10 is temporarily stopped by supporting the negative torque acting on the actuator 10. Since the hydraulic pump 1 continues to discharge a certain amount, when the pilot check valve 7 performs a check action, hydraulic pressure is generated on the hydraulic oil inlet / outlet side of the actuator 10. Then, the hydraulic pressure becomes the pilot hydraulic pressure, the check action of the pilot check valve 7 is released, and the hydraulic oil is allowed to flow out of the hydraulic oil outlet 10b of the actuator 10. However, since the outflow immediately causes the hydraulic pressure on the side of the hydraulic oil outlet 10a of the actuator 10 to be lost, the pilot check valve 7 recovers the check action, and the hydraulic oil from the hydraulic oil outlet 10b of the actuator 10 is restored. The actuator 10 is stopped temporarily, and negative torque acting on the actuator 10 is supported. Then, hydraulic oil is generated on the side of the hydraulic oil outlet 10a of the actuator 10 due to the oil discharged from the hydraulic pump 1, the check action of the pilot check valve 7 is released, and hydraulic oil flows out of the hydraulic oil outlet 10b of the actuator 10. To do.
[0041]
By repeating this cycle frequently in a short time, the actuator 10 can operate while supporting it even in a negative torque state.
The orifices 8 and 9 serve to prevent the pilot check valves 6 and 7 from abruptly performing a check action when the actuator 10 operates in a negative torque state as described above. This is to prevent shock, vibration and noise from being applied to the system. That is, when the pilot check valve 6 or 7 is in a check action state in a state where the actuator 10 is operated with a negative torque, the flow rate of the hydraulic oil acting on the pilot check valve 6 or 7 is the orifice 8 or 9. As a result of the restriction, the check action of the pilot check valve 6 or 7 is prevented from becoming abrupt. Therefore, generation of impact, vibration and noise can be avoided.
[0042]
In addition, the phenomenon that shock, vibration and noise are generated by the check action of the pilot check valve 6 or 7 in the negative torque state is based on the analysis of the data so far, when the system resistance is small with respect to the flow rate of hydraulic oil. Has occurred. Therefore, the above phenomenon can be dealt with by setting the orifices 8 and 9 so that the resistance of the hydraulic system reaches the allowable system resistance calculated from the output of the hydraulic pump 1.
[0043]
In FIG. 1, the hydraulic pump unit 11 and the valve block 14 are usually provided as a spare as a spare. In this case, the spare is connected to the other hydraulic oil outlets 10 a ′ and 10 b ′ of the actuator 10. Connect independently. Since the configuration and operation of this spare set are exactly the same as those used in usual, the illustration and description are omitted.
[0044]
2 to 3 conceptually show the schematic arrangement of the hydraulic device. Actually, another set of the hydraulic pump unit 11 and the valve block 14 is provided as a spare and is connected independently to the other hydraulic oil outlets 10a ′ and 10b ′ of the actuator 10, but as shown above, The description is omitted.
[0045]
FIG. 4 schematically shows the internal structure of the valve block.
5 to 7 show detailed design examples of the arrangement in which the valve block 14 is attached to the actuator 10, and FIGS. 8 to 10 show detailed design examples of the assembly of the valve block 14.
[0046]
2 to 10, the hydraulic pump 1, the motor 2 that drives the hydraulic pump 1, and the oil tank 3 are provided separately from the actuator 10 as a hydraulic pump unit 11, and include a direction switching valve 4, a hydraulic pump unit piping manifold 12, A valve block 14 is formed by a combined valve 13 in which the pilot check valves 6 and 7 and the orifices 8 and 9 are combined. The valve block 14 is connected to the hydraulic oil outlets 10a and 10b of the actuator 10 at the position of the combined valve 13. Install directly on. The discharge port 1 a of the hydraulic pump 1 of the hydraulic pump unit 11 and the hydraulic pump connection port 12 a of the hydraulic pump unit piping manifold 12 of the valve block 14 are connected by a high-pressure oil pipe 15, and the hydraulic pump unit piping manifold 12 of the valve block 14. The oil tank connection port 12b and the oil tank 3 are connected by a non-pressure oil pipe 16, respectively.
[0047]
As a pilot hydraulic system for switching the direction switching valve 4 by the electromagnetic valve 5, as shown in FIG. 1, a pilot hydraulic pipe 1b is connected from a pilot hydraulic outlet 1d of a pilot hydraulic pump 1c provided inside the hydraulic pump 1. Guide to valve block 14. In the valve block 14, the pilot hydraulic pipe 1 b is connected to the hydraulic pump unit piping manifold 12 as shown in FIGS. 5 and 8.
[0048]
In the valve block 14, the combined valve 13 is directly connected to the hydraulic oil outlets 10 a and 10 b of the actuator 10, and the hydraulic pump unit piping manifold 12 and the direction switching valve 4 are connected to the combined valve 13 on the outflow of each valve. The inlets are stacked and attached sequentially so that the entrances communicate with each other.
[0049]
As shown in FIG. 4, an oil passage 17 that communicates from the hydraulic pump connection port 12 a of the hydraulic pump unit piping manifold 12 to the inlet 4 a of the direction switching valve 4, and the direction switching, as shown in FIG. Oil passages 18 communicating from the outlet 4b of the valve 4 to the oil tank connection port 12b of the hydraulic pump unit piping manifold 12 are respectively drilled.
[0050]
Hereinafter, the operation of the above configuration will be described.
When the rudder or actuator 10 is not operated, the direction switching valve 4 of the valve block 14 is in the neutral position. The oil discharged from the hydraulic pump 1 enters the hydraulic pump connection port 12a of the hydraulic pump unit piping manifold 12 through the high pressure oil pipe 15, passes through the oil passage 17 of the body portion of the direction switching valve 4 and enters the inlet 4a of the direction switching valve 4. enter. Since the direction switching valve 4 is bypassed in the neutral position, the hydraulic oil enters the oil passage 18 of the body of the direction switching valve 4 from the outlet 4b as it is, and from the oil tank connection port 12b of the hydraulic pump unit piping manifold 12 to the non-pressure oil pipe. 16 returns to the oil tank 3 of the hydraulic pump unit 11. During this time, the hydraulic oil in the actuator 10 is locked by the pilot check valves 6 and 7.
[0051]
For example, when the actuator 10 is operated in the steering direction, that is, when the hydraulic oil outlet 10a of the actuator 10 is on the hydraulic oil inflow side, the direction switching valve 4 is switched by the electromagnetic valve 5 in the steering direction. Discharged oil from the hydraulic pump 1 enters the hydraulic pump connection port 12 a of the hydraulic pump unit piping manifold 12 from the high pressure oil pipe 15, enters the inlet 4 a of the direction switching valve 4 through the oil passage 17. The direction switching valve 4 enters the joint valve 13 through a flow path in the steering direction. In the combined valve 13, the hydraulic oil first enters the pilot check valve 6, and in the pilot check valve 6, the hydraulic oil pushes up the valve and enters the orifice 8. Then, it flows into the hydraulic oil outlet / inlet 10a of the actuator 10 and rotates the actuator 10 in the steering direction.
[0052]
The hydraulic oil discharged from the hydraulic oil outlet / inlet 10 b of the actuator 10 enters the pilot check valve 7 through the orifice 9.
Unless the actuator 10 is in a negative torque state, the check valve 7 has its check action being killed by the oil pressure on the inflow side of the pilot check valve 6, that is, the oil pressure on the oil path on the inflow side to the actuator 10. The hydraulic oil freely passes through the pilot check valve 7 and returns to the direction switching valve 4. The hydraulic oil enters the hydraulic pump unit piping manifold 12 through the steering return flow path of the direction switching valve 4 and returns to the oil tank 3 through the non-pressure oil pipe 16 from the oil tank connection port 12b.
[0053]
When the actuator 10 is in a negative torque state that is rotated by the force from the rudder, the pilot check valve 7 is lost due to the loss and recovery of the hydraulic pressure on the inflow side of the actuator 10, that is, the pilot check valve 7. The negative torque is intermittently supported by repeating the check action of the engine, and at that time, the flow rate of the hydraulic oil flowing into the pilot check valve 7 is throttled by the orifice 9 so that the check action of the pilot check valve 7 is stopped. The impact generated in is reduced.
[0054]
Conversely, when the actuator 10 is operated in the rudder direction, the direction switching valve 4 is switched by the electromagnetic valve 5 in the rudder direction. If it does so, only the hydraulic fluid path between the direction switching valve 4 and the actuator 10 will be reversed, and the action will be exactly the same as in the steering direction.
[0055]
Next, a valve block structure of a rotary vane type steering machine according to another embodiment of the present invention when the discharge amount of the hydraulic pump is about 300 l / min or less will be described.
[0056]
The present invention can be applied to a case where an oil passage having a low passage resistance can be perforated and communicated with the body flesh portion of each valve constituting the valve block.
FIG. 11 shows the hydraulic circuit, and FIG. 12 schematically shows the structure of the valve block 31. 13 to 14 show detailed design examples of the arrangement of the hydraulic devices. 15 to 17 show detailed design examples of the arrangement in which the valve block 31 is attached to the actuator 10, and FIGS. 18 to 20 show detailed design examples of the assembly of the valve block 31, respectively.
[0057]
The hydraulic pump unit piping manifold 32 of the valve block 31 is directly connected to the hydraulic oil outlets 10a and 10b of the actuator 10, and the flow rate adjusting valves 33 and 34 and their bypass check valves are placed on the hydraulic pump unit piping manifold 32. A flow rate adjusting valve set 35 having 33a and 34a as a set is connected, and a pilot check valve set 38 having a pilot check valve 36 and 37 as a set is connected on the flow rate adjusting valve set 35, and a pilot check valve set is set. A direction switching valve 39 is connected to the top of 38. The valves are sequentially stacked and attached so that the outlets of the valves communicate with each other.
[0058]
The hydraulic pump unit piping manifold 32 is provided with a hydraulic pump connection port 32 a and an oil tank connection port 32 b, and the body play meat portion of each valve communicates from the hydraulic pump connection port 32 a to the inlet 39 a of the direction switching valve 39. The passage 40 is pierced, and the oil passage 41 is pierced by communicating the body flesh portion of each valve from the oil tank connection port 32 b to the outlet 39 b of the direction switching valve 39.
[0059]
Between the hydraulic pump connection port 32a of the hydraulic pump unit piping manifold 32 and the discharge port 1a of the hydraulic pump 1 of the hydraulic pump unit 11 is the high pressure oil pipe 15, and the oil tank connection port 32b of the hydraulic pump unit piping manifold 32. And the oil tank 3 of the hydraulic pump unit 11 are connected by a non-pressure oil pipe 16 respectively.
As a pilot hydraulic system for switching the direction switching valve 39 by the electromagnetic valve 42, as shown in FIG. 11, the pilot hydraulic pipe 1b is connected from the pilot hydraulic outlet 1d of the pilot hydraulic pump 1c provided inside the hydraulic pump 1. Guide to valve block 31. In the valve block 31, the pilot hydraulic pipe 1 b is connected to a hydraulic pump unit piping manifold 32 as shown in FIGS. 13 to 16 and 18.
[0060]
As far as the operation is concerned, they are the same except that the orifices 8 and 9 in the embodiment of the present invention described above are the flow rate adjusting valves 33 and 34 in the other embodiments of the present invention. In addition, since the operation of the orifices 8 and 9 and the operation of the flow rate adjusting valves 33 and 34 are similar, the description of the operation of the valve block 31 in another embodiment of the present invention is omitted.
[0061]
【The invention's effect】
The present invention relates to a rotary vane type steering hydraulic device that employs a one-way constant discharge type hydraulic pump, in which a valve block comprising a direction switching valve, a pilot check valve, an orifice or flow rate adjusting valve, and a manifold is rotated. By attaching directly to the hydraulic oil inlet / outlet of the actuator of the vane type steering machine, there is no conventional high-pressure oil pipe arrangement in the narrow space connecting between the hydraulic pump discharge port and valves. In addition to eliminating the difficulty of attaching this high-pressure oil pipe accurately, the force acting on this high-pressure oil pipe can distort the valves that operate under a fine and precise clearance, and in particular the smoothness of the spool of the direction switching valve. Operation is not hindered, and from the hydraulic pump connection port to the direction switching valve inlet in the valve block. By reducing the passage resistance of the oil passage that connects the body of the valve block to the oil tank connection port from the direction switching valve outlet to the oil tank connection port of the valve block, the oil temperature rise and therefore the oil tank capacity is minimized. In addition, both of the oil pipes connecting the hydraulic pump unit and the actuator had to be high-pressure oil pipes in the past, but only one high-pressure oil pipe needs to be used. Sufficient space can be secured to facilitate the piping work of the oil pipe, so the cost can be reduced, the shut-off valve attached to the hydraulic oil outlet of the actuator can be eliminated, and the oil pipe is damaged. In addition, the hydraulic fluid inlet of the actuator is automatically closed, so it is safe and can apply shock and vibration to the hydraulic system even under negative torque conditions. Etc. without actuator can be smoothly operated to exert the excellent effects.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an explanatory diagram showing a hydraulic circuit of a rotary vane type steering machine including a valve block of the rotary vane type steering machine in an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a plan view conceptually showing an arrangement of a hydraulic pump unit and an actuator mounting valve block of a rotary vane type steering machine including a valve block of the rotary vane type steering machine.
FIG. 3 is a side view taken along the line aa in FIG.
FIG. 4 is an explanatory view schematically showing a configuration of a valve block of the rotary vane type steering machine.
FIG. 5 is a plan view showing a detailed design example of an arrangement in which a valve block of the rotary vane type steering machine is attached to an actuator.
FIG. 6 is a side view of the same.
FIG. 7 is a front view of the same.
FIG. 8 is a plan view showing a detailed design example of assembling a valve block of the rotary vane type steering machine.
FIG. 9 is a side view of the same.
FIG. 10 is a front view of the same.
FIG. 11 is an explanatory diagram showing a hydraulic circuit of a rotary vane type steering machine including a valve block of the rotary vane type steering machine in another embodiment of the present invention.
FIG. 12 is an explanatory view schematically showing a configuration of a valve block of the rotary vane type steering machine.
FIG. 13 is a plan view showing a detailed design example of the arrangement of the hydraulic device of the rotary vane type steering machine.
FIG. 14 is a side view of the same.
FIG. 15 is a plan view showing a detailed design example of an arrangement in which the valve block of the rotary vane type steering machine is attached to an actuator.
FIG. 16 is a side view of the same.
FIG. 17 is a front view of the same.
FIG. 18 is a plan view showing a detailed design example of assembling a valve block of the rotary vane type steering machine.
FIG. 19 is a side view of the same.
FIG. 20 is a front view of the same.
FIG. 21 is an explanatory diagram showing a hydraulic circuit of a conventional rotary vane type steering machine when the discharge amount of the hydraulic pump is about 300 l / min or less.
FIG. 22 is a plan view conceptually showing the arrangement of hydraulic pump units and actuators of the conventional rotary vane type steering machine.
FIG. 23 is a side view taken along the line bb in FIG.
FIG. 24 is a plan view showing a detailed design example of the arrangement of the hydraulic device of the conventional rotary vane type steering machine.
FIG. 25 is a side view of the same.
FIG. 26 is an explanatory view schematically showing a configuration of a valve block of the conventional rotary vane type steering machine.
FIG. 27 is an explanatory diagram showing a hydraulic circuit of a conventional rotary vane type steering machine when the discharge amount of the hydraulic pump is about 300 l / min or more.
FIG. 28 is a plan view conceptually showing the arrangement of hydraulic pump units and actuators of the conventional rotary vane type steering machine.
29 is a side view taken along the line cc in FIG. 28. FIG.
[Explanation of symbols]
1 Hydraulic pump
1a Discharge port
1b Pilot hydraulic pipe
1c Pilot hydraulic pump
1d Pilot hydraulic outlet
2 Motor
3 Oil tank
4-way switching valve
4a entrance
4b Exit
5 Solenoid valve
6, 7 Pilot check valve
8,9 Orifice
10 Actuator
10a, 10b Hydraulic oil outlet
11 Hydraulic pump unit
12 Manifold for hydraulic pump unit piping
12a Hydraulic pump connection port
12b Oil tank connection port
13 Joint venture
14 Valve block
15 High pressure oil pipe
16 No-pressure oil pipe
17, 18 Oil passage (valve block fuselage)
31 Valve block
32 Hydraulic pump unit manifold
32a Hydraulic pump connection port
32b Oil tank connection port
33, 34 Flow control valve
33a, 34a Bypass check valve
35 Flow control valve set
36, 37 Pilot check valve
38 Pilot check valve set
39 Directional switching valve
39a entrance
39b Exit
40, 41 Oil passage (valve block fuselage)
51 Directional switching valve
51a entrance
51b Exit
52 Solenoid valve
53, 54 Pilot check valve
55, 56 Flow control valve
55a, 56a Bypass check valve
57 Oil tank
58 Pilot check valve set
59 Flow control valve set
60 Manifold
60a Hydraulic pump connection port
60b Oil tank connection port
60c, 60d Actuator connection port
61 Valve block
62 Hydraulic pump unit
63 Discharge pipe (hydraulic pump)
64 Return pipe (hydraulic pump)
65, 66 High pressure oil pipe
67, 68 Oil passage (valve block fuselage)
69 Shut-off valve (actuator)
70 Hydraulic pump unit
71 Oil tank
72 Hydraulic pump
72a Discharge port
73 motor
74 Directional switching valve
74a entrance
74b exit
75 Discharge pipe (hydraulic pump)
76, 77 Pilot check valve
76a, 77a Adjustment handle
78 Pilot check valve set
79, 80 High pressure oil pipe

Claims

一方向一定吐出量型油圧ポンプを持つロータリーベーン式舵取機において、バルブブロックを油圧ポンプユニット配管用マニホールドと、その上に接続した方向切換弁と、油圧ポンプユニット配管用マニホールドの下に接続した綜合弁とで構成し、綜合弁をパイロット逆止弁とオリフィスの組み合わせで構成し、綜合弁をアクチュエーターの作動油流出入口に直接取り付け、油圧ポンプユニット配管用マニホールドに油圧ポンプに接続する高圧油管と油タンクに接続する無圧油管とをそれぞれ接続するようにしたことを特徴とするロータリーベーン式舵取機のバルブブロック構造。 In a rotary vane type steering machine with a unidirectional constant discharge type hydraulic pump, the valve block is connected under the manifold for the hydraulic pump unit piping, the directional switching valve connected to the manifold, and the manifold for the hydraulic pump unit piping. A high-pressure oil pipe connected to the hydraulic pump unit piping manifold and a hydraulic pump unit piping manifold. A valve block structure of a rotary vane type steering machine, wherein a non-pressure oil pipe connected to an oil tank is connected to each other.