JP5643795B2 - Excitation force amplitude control device and pile construction method - Google Patents

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Description

本発明は、バイブロハンマにおいて起振力振幅を発生する回転機械に関し、特に起振力振幅が所定の値に維持されるように、又は、起振力振幅が所定の変化を行うように制御するための起振力振幅制御装置及び制御方法並びに杭の施工方法に関する。   The present invention relates to a rotating machine that generates an excitation force amplitude in a vibratory hammer, and in particular, to control the excitation force amplitude so that the excitation force amplitude is maintained at a predetermined value or the excitation force amplitude undergoes a predetermined change. The present invention relates to a vibration force amplitude control device, a control method, and a pile construction method.

バイブロハンマにおいて起振力振幅を発生する回転機械（起振機）が知られている。このような回転機械には、駆動軸と１又は複数の従動軸とを有する多軸のものがある。例えば二軸、四軸の回転機械を備えたバイブロハンマは、それぞれ二軸バイブロハンマ、四軸バイブロハンマと称されている。   2. Description of the Related Art A rotary machine (vibrator) that generates a vibration force amplitude in a vibratory hammer is known. Such rotary machines include multi-axis machines having a drive shaft and one or more driven shafts. For example, vibratory hammers equipped with two-axis and four-axis rotating machines are referred to as two-axis vibratory hammers and four-axis vibratory hammers, respectively.

図１６（ａ）は、二軸バイブロハンマにおける従来の回転機械を概略的に示した横断面図である。回転機械５０は、駆動プーリ５６により回転駆動される駆動軸５４と、駆動軸５４の回転を伝達される従動軸５５とを有する。駆動軸５４及び従動軸５５にはそれぞれ、軸に固定された固定偏心重錘５１と、軸に対して回転自在である可動偏心重錘５２とが装着されている。駆動軸５４の回転がギア５３及び起振力振幅制御装置１００を介して他の偏心重錘に伝達されることにより、全ての偏心重錘が同期回転する。   FIG. 16A is a cross-sectional view schematically showing a conventional rotating machine in a biaxial vibratory hammer. The rotary machine 50 includes a drive shaft 54 that is rotationally driven by a drive pulley 56 and a driven shaft 55 that transmits the rotation of the drive shaft 54. Each of the drive shaft 54 and the driven shaft 55 is provided with a fixed eccentric weight 51 fixed to the shaft and a movable eccentric weight 52 that is rotatable with respect to the shaft. The rotation of the drive shaft 54 is transmitted to the other eccentric weights via the gear 53 and the vibration force amplitude control device 100, so that all the eccentric weights rotate synchronously.

各軸の固定偏心重錘５１と可動偏心重錘５２は、互いに一定の位相差（相対角度）を保持して回転する。よって、１つの軸についての偏心モーメントは、固定偏心重錘５１と可動偏心重錘５２の各偏心モーメントを加算したものとなる。そして、回転機械５０の総合偏心モーメントは、各軸の偏心モーメントを加算したものとなる。   The fixed eccentric weight 51 and the movable eccentric weight 52 of each axis rotate while maintaining a constant phase difference (relative angle). Therefore, the eccentric moment about one axis is obtained by adding the eccentric moments of the fixed eccentric weight 51 and the movable eccentric weight 52. The total eccentric moment of the rotary machine 50 is obtained by adding the eccentric moment of each axis.

固定偏心重錘５１と可動偏心重錘５２の相対角度を変化させると、当該軸についての偏心モーメントが変化する。これを利用して、回転機械５０の総合偏心モーメントを零から最大までの範囲で変化させることが、原理的には可能である。回転機械の発生する起振力振幅は、総合偏心モーメントに比例するから、総合偏心モーメントを制御することは、起振力振幅を零から最大までの範囲で制御することを意味する。   When the relative angle between the fixed eccentric weight 51 and the movable eccentric weight 52 is changed, the eccentric moment about the axis changes. Using this, it is possible in principle to change the total eccentric moment of the rotary machine 50 in the range from zero to the maximum. Since the excitation force amplitude generated by the rotating machine is proportional to the total eccentric moment, controlling the total eccentric moment means controlling the excitation force amplitude in a range from zero to the maximum.

従来、固定偏心重錘と可動偏心重錘（以下、まとめて「両偏心重錘」と称する場合がある）の相対角度を変化させるための制御装置が知られている（例えば特許文献１、２）。以下、この制御装置を「起振力振幅制御装置」と称する。図１６（ａ）では、起振力振幅制御装置１００は、回転機械５０の従動軸５５の一端に取り付けられている。   Conventionally, there has been known a control device for changing the relative angle between a fixed eccentric weight and a movable eccentric weight (hereinafter sometimes collectively referred to as “both eccentric weights”) (for example, Patent Documents 1 and 2). ). Hereinafter, this control device is referred to as “vibration force amplitude control device”. In FIG. 16A, the excitation force amplitude control device 100 is attached to one end of the driven shaft 55 of the rotary machine 50.

特許文献１、２には、両偏心重錘の回転を停止することなく、その相対角度を連続的に変更するための起振力振幅制御装置が開示されている。この従来の起振力振幅制御装置は、図１６（ｂ）に示すようなベーン揺動アクチュエータで構成される可逆回動機構を備えている。図１６（ｂ）では、一例としてダブルベーンのものを示している。   Patent Documents 1 and 2 disclose an excitation force amplitude control device for continuously changing the relative angle without stopping the rotation of both eccentric weights. This conventional excitation force amplitude control device includes a reversible rotation mechanism configured by a vane swing actuator as shown in FIG. FIG. 16B shows a double vane as an example.

図１６（ｂ）の概略断面図に示すように、ベーン揺動アクチュエータは、アクチュエータケーシング１０１内に設けたアクチュエータ軸１０２と、アクチュエータ軸１０２から径方向外方に反対向きに延びる一対のベーン１０３と、ベーン１０３のストッパとしてアクチュエータケーシング１０１から径方向内方に対向して延びる一対のシュー１０４とを具備する。各ベーン１０３は、２つのシュー１０４間に形成される室を２つに区画する。Ａ、Ａ’ポートからＡ室、Ａ’室に給油すると、ベーン１０３がアクチュエータ軸１０２とともにアクチュエータケーシング１０１に対して反時計回りに回動する。同時に、Ｂ室、Ｂ’室からＢ、Ｂ’ポートを介して排油される。給油をＢ、Ｂ’ポートに切り替えると、逆向きの動作となる。   As shown in the schematic sectional view of FIG. 16B, the vane swing actuator includes an actuator shaft 102 provided in the actuator casing 101, and a pair of vanes 103 extending radially outward from the actuator shaft 102 in opposite directions. And a pair of shoes 104 that extend radially inward from the actuator casing 101 as stoppers for the vane 103. Each vane 103 divides a chamber formed between the two shoes 104 into two. When oil is supplied from the A and A ′ ports to the A and A ′ chambers, the vane 103 rotates together with the actuator shaft 102 counterclockwise with respect to the actuator casing 101. At the same time, oil is discharged from the B and B 'chambers through the B and B' ports. When refueling is switched to the B and B ′ ports, the operation is reversed.

アクチュエータ軸１０２は、固定偏心重錘５１が装着された従動軸５５と一体である。一方、アクチュエータケーシング１０１は、従動軸５５の可動偏心重錘５２と外管５２ａを介して一体に接続されている。図１６（ｃ）は、二軸の回転機械５０の模式的な縦断面図を示す。アクチュエータ軸１０２のアクチュエータケーシング１０１に対する角度変化は、固定偏心重錘５１と可動偏心重錘５２の相対角度の変化となる。このように、ベーン揺動アクチュエータに供給する圧油を制御することにより、二軸の回転機械５０を回転させたまま総合偏心モーメントを増減し、すなわち起振力振幅を増減することが、原理的には可能である。   The actuator shaft 102 is integral with the driven shaft 55 to which the fixed eccentric weight 51 is attached. On the other hand, the actuator casing 101 is integrally connected via the movable eccentric weight 52 of the driven shaft 55 and the outer tube 52a. FIG. 16C is a schematic longitudinal sectional view of the biaxial rotating machine 50. The change in the angle of the actuator shaft 102 with respect to the actuator casing 101 is a change in the relative angle between the fixed eccentric weight 51 and the movable eccentric weight 52. In this way, by controlling the pressure oil supplied to the vane oscillating actuator, it is theoretically possible to increase / decrease the total eccentric moment while rotating the biaxial rotating machine 50, that is, increase / decrease the excitation force amplitude. Is possible.

特開２００２−６６４５８号公報JP 2002-66458 A 特開２００２−１７７８８７号公報Japanese Patent Laid-Open No. 2002-177877

しかしながら、上述した従来の起振力振幅制御装置には、以下のような問題点がある。
起振力振幅を零と最大の間の任意の中間値（すなわち総合偏心モーメントの中間値）とするためには、両偏心重錘の相対角度を零と最大の間の中間値とする必要がある。すなわち、ベーン１０３が２つのシュー１０４の間の任意の中間位置で停止するように各ポートに対する給油・排油を制御する必要がある。しかしながら、従来のアクチュエータ１００は、油圧源の供給圧力の調節により相対角度を操作する方式であるため、ベーン１０３を中間位置に一旦停止させたとしても、その後なんら制御を行わなければ、ベーン１０３を一定の位置に停止し続け保持することができない。特に、地盤の固有振動とバイブロハンマの強制振動との共振現象等によって実際に発生する振幅に大きな変化が生ずるような場合には、相対角度の維持はできない。
従来は、ベーン１０３の位置を確実に保持できるのは、両端の位置すなわち両偏心重錘の相対角度が零又は最大の位置のみであった。このように、従来の起振力振幅制御装置では、起振力振幅を零又は最大値以外の中間値にて確実に保持することは、困難であった。 However, the above-described conventional vibration force amplitude control device has the following problems.
In order to set the excitation force amplitude to an arbitrary intermediate value between zero and maximum (that is, the intermediate value of the total eccentric moment), it is necessary to set the relative angle of both eccentric weights to an intermediate value between zero and maximum. is there. That is, it is necessary to control the oil supply / drainage for each port so that the vane 103 stops at an arbitrary intermediate position between the two shoes 104. However, since the conventional actuator 100 is a method of operating the relative angle by adjusting the supply pressure of the hydraulic power source, even if the vane 103 is temporarily stopped at the intermediate position, if the control is not performed after that, It cannot stop and hold at a certain position. In particular, the relative angle cannot be maintained when there is a large change in the amplitude actually generated due to the resonance phenomenon between the natural vibration of the ground and the forced vibration of the vibrator hammer.
Conventionally, the position of the vane 103 can be reliably held only at the positions of both ends, that is, the positions where the relative angles of the eccentric weights are zero or the maximum. As described above, it is difficult for the conventional excitation force amplitude control device to reliably hold the excitation force amplitude at an intermediate value other than zero or the maximum value.

以上の現状に鑑み、本発明は、起振力振幅を発生する回転機械における起振力振幅制御装置において、零から最大までの全範囲で原理的に起振力振幅制御を可能にする構成を提供することを目的とする。さらに、本発明は、このような起振力振幅制御装置を備えた回転機械を用いて杭の打ち込み又は引き抜きを行う施工方法を提供することを目的とする。   In view of the above-described situation, the present invention provides a configuration in which the excitation force amplitude control is theoretically possible in the entire range from zero to the maximum in the excitation force amplitude control device for a rotary machine that generates the excitation force amplitude. The purpose is to provide. Furthermore, an object of this invention is to provide the construction method which drives or pulls out a pile using the rotary machine provided with such an excitation force amplitude control apparatus.

上記の目的を達成するべく本発明は以下の構成を有する。なお、括弧内の数字は、後述する実施形態を示す図面中の符号であり、参考のために付する。   In order to achieve the above object, the present invention has the following configuration. Note that the numbers in parentheses are reference numerals in the drawings showing embodiments to be described later, and are attached for reference.

本発明の第１の態様は、回転軸（55）に固定された固定偏心重錘（51）と前記回転軸（55）に回動自在に装着された可動偏心重錘（52）とが同期回転を行うことにより前記固定偏心重錘（51）と前記可動偏心重錘（52）の相対角度に応じた起振力振幅を発生する回転機械（50）に取り付けられ、前記起振力振幅を決定するべく前記相対角度を制御するための制御装置（10）であって、揺動アクチュエータ部（20）と、制御部（30）と、を備える。
（ａ）前記揺動アクチュエータ部（20）は、
（ａ１）前記固定偏心重錘（51）と一体的に回転するアクチュエータ軸（25）と、
（ａ２）前記可動偏心重錘（52）と一体的に回転するアクチュエータケーシング（21）と、
（ａ３）前記アクチュエータ軸（25）と前記アクチュエータケーシング（21）の相対角度を変化させるべく一方が給油を行い他方が排油を行う第１ポート（26）及び第２ポート（27）と、を有する。
（ｂ）前記制御部（30）は、
（ｂ１）前記相対角度の目標値に対応する入力信号圧力（Pc）が入力される入力機構（36）と、
（ｂ２）所定の方向に変位可能な第１変位部材（35）であって、前記入力信号圧力（Pc）に応じて、該第１変位部材（35）の変位範囲内における前記相対角度の目標値に対応する位置に変位する、該第１変位部材（35）と、
（ｂ３）前記第１変位部材（35）と同じ方向に変位可能な第２変位部材（34）であって、前記揺動アクチュエータ部（20）における前記相対角度の現在値をフィードバックされて、該第２変位部材（34）の変位範囲内における前記相対角度の現在値に対応する位置に変位する、該第２変位部材（34）と、
（ｂ４）前記第１変位部材（35）の位置と前記第２変位部材（34）の位置の差に対応した開度にて開かれ、前記揺動アクチュエータ部（20）の前記第１ポート（26）及び前記第２ポート（27）に対する給油又は排油を行う複数の制御ポート（14,17)(15,16）と、を有し、
（ｂ５）前記相対角度の目標値と現在値が一致しているとき、前記第１変位部材（35）の位置と前記第２変位部材（34）の位置の差が零であることにより前記複数の制御ポート（14,17)(15,16）が全て閉じられて前記相対角度が目標値に維持され、
（ｂ６）前記相対角度の目標値と現在値が一致していないとき、前記第１変位部材（35）の位置と前記第２変位部材（34）の位置の差に応じて前記複数の制御ポート（14,17)(15,16）が開くことにより前記相対角度の現在値が目標値に近づくように前記揺動アクチュエータ部（20）の前記第１ポート（26）及び前記第２ポート（27）に対する給油又は排油が行われる。 In the first aspect of the present invention, the fixed eccentric weight (51) fixed to the rotating shaft (55) and the movable eccentric weight (52) rotatably attached to the rotating shaft (55) are synchronized. It is attached to a rotating machine (50) that generates an excitation force amplitude corresponding to a relative angle between the fixed eccentric weight (51) and the movable eccentric weight ( 52 ) by rotating, and the excitation force amplitude is A control device (10) for controlling the relative angle to be determined, comprising a swing actuator unit (20) and a control unit (30).
(A) The swing actuator part (20)
(A1) an actuator shaft (25) that rotates integrally with the fixed eccentric weight (51);
(A2) an actuator casing (21) that rotates integrally with the movable eccentric weight (52);
(A3) a first port (26) and a second port (27), one of which supplies oil and the other of which discharges oil to change the relative angle between the actuator shaft (25) and the actuator casing (21); Have.
(B) The control unit (30)
(B1) an input mechanism (36) to which an input signal pressure (Pc) corresponding to the target value of the relative angle is input;
(B2) A first displacement member (35) that is displaceable in a predetermined direction, the target of the relative angle within the displacement range of the first displacement member (35) according to the input signal pressure (Pc). The first displacement member (35) displaced to a position corresponding to the value;
(B3) a second displacement member (3 4 ) capable of being displaced in the same direction as the first displacement member (35), wherein the current value of the relative angle in the swing actuator unit (20) is fed back; The second displacement member (34) that is displaced to a position corresponding to the current value of the relative angle within the displacement range of the second displacement member (3 4 );
(B4) It is opened at an opening corresponding to the difference between the position of the first displacement member (35) and the position of the second displacement member (34), and the first port ( 26) and a plurality of control ports (14, 17) (15, 16) for supplying or discharging oil to the second port (27),
(B5) When the target value of the relative angle is equal to the current value, the difference between the position of the first displacement member (35) and the position of the second displacement member (34) is zero, so The control ports (14, 17) (15, 16) are all closed and the relative angle is maintained at the target value.
(B6) When the target value of the relative angle and the current value do not match, the plurality of control ports according to the difference between the position of the first displacement member (35) and the position of the second displacement member (34) (14,17) (15,16) opens so that the current value of the relative angle approaches the target value, the first port (26) and the second port (27 ) Is refueled or drained.

上記第１の態様において、前記目標値が時間的に変化する場合、前記入力信号圧力（Pc）が入力されたとき、前記第１変位部材（35）が前記目標値に対応して変位し続ける一方、前記第２変位部材（34）が前記第１変位部材（35）と同じ向きに変位し続け、前記第１変位部材（35）の位置と前記第２変位部材（34）の位置の差に対応した開度にて前記複数の制御ポート（14,17)(15,16）が開かれ続けることにより前記相対角度が時間的に変化し続ける。 In the first aspect, when the target value changes with time, when the input signal pressure (Pc) is input, the first displacement member (35) continues to be displaced corresponding to the target value. On the other hand, the second displacement member (34) continues to be displaced in the same direction as the first displacement member (35), and the difference between the position of the first displacement member (35) and the position of the second displacement member (34). When the plurality of control ports (14, 1 7 ) (15, 16) are kept open at the opening corresponding to, the relative angle continues to change over time.

上記第１の態様において、前記第１変位部材（35）の位置と前記第２変位部材（34）の位置の差が零である状態から該第２変位部材（34）の位置が外乱により変位したとき、前記複数の制御ポート（14,17)(15,16）の開度が、前記外乱による変位に対応した変化量だけ変化し、前記第１ポート（26）及び前記第２ポート（27）に対する給油又は排油が行われることにより、前記第２変位部材（34）の位置が回復される。 In the first aspect, the position of the second displacement member (34) is displaced by a disturbance from a state where the difference between the position of the first displacement member (35) and the position of the second displacement member (34) is zero. Then, the opening degree of the plurality of control ports (14, 17 ) (15, 16) changes by a change amount corresponding to the displacement due to the disturbance, and the first port (26) and the second port ( The position of the second displacement member (34) is recovered by supplying or draining oil to 27).

上記第１の態様において、好適には、直動形四方案内弁を備え、前記直動形四方案内弁は、前記第１変位部材（35）として、中心軸上を軸方向変位可能に配置された略円柱状のスプール（35）と、前記第２変位部材（34）として、前記スプール（35）を内側に嵌挿させて軸方向変位可能に配置された略円筒状のスリーブ（34）と、を具備し、前記スプール（35）に設けられた径方向に突出する複数のランド部（35a）の各々と、前記スリーブ（34）に設けられた径方向に貫通する複数の貫通路（34a）とが対向する境界部に前記複数の制御ポート（14,15,16,17）が形成される。
さらに、前記揺動アクチュエータ部（20）における相対角度の現在値が、前記アクチュエータ軸（25）と一体的に回転する斜板（39）と、前記スリーブ（34）から突出し前記斜板(39)に当接するスリーブ突起（40）を介して前記スリーブ（34）に伝達される。 In the first aspect described above, preferably, a direct acting four-way guide valve is provided, and the direct acting four-way guide valve is disposed as an axial displacement on a central axis as the first displacement member (35). A substantially cylindrical spool (35), and a substantially cylindrical sleeve (34) which is disposed so as to be axially displaceable by inserting the spool ( 35 ) inside as the second displacement member ( 34 ). And a plurality of radially projecting land portions (35a) provided in the spool (35), and a plurality of radially extending through passages (34a) provided in the sleeve (34). The plurality of control ports (14, 15, 16, 17) are formed at a boundary portion facing each other.
Further, the current value of the relative angle in the swing actuator part (20) is a swash plate (39) that rotates integrally with the actuator shaft (25), and protrudes from the sleeve (34) and the swash plate (39) Is transmitted to the sleeve (34) via a sleeve projection (40) that abuts against the sleeve.

上記第１の態様において、好適には、 回転形四方案内弁を備え、前記回転形四方案内弁は、前記第１変位部材（35）として、中心軸周りで回動可能に配置された略円筒状のスプール（35）と、前記第２変位部材（34）として、前記スプール（35）を内側に嵌挿させて中心軸周りで回動可能に配置された略円筒状のスリーブ（34）と、を具備し、前記スプール（35）に設けられた径方向に突出する複数のランド部（35a）の各々と、前記スリーブ（34）に設けられた径方向に貫通する複数の貫通路（34a）とが対向する境界部に前記複数の制御ポート（14,15,16,17）が形成される。
さらに、前記揺動アクチュエータ部（20）における相対角度の現在値が、前記スリーブ（34）が前記アクチュエータケーシング（21）に一体的に連結されていることにより、前記スリーブ（34）に伝達される。 In the first aspect, it is preferable that the rotary four-way guide valve is a substantially cylindrical cylinder that is arranged to be rotatable around a central axis as the first displacement member (35). And a substantially cylindrical sleeve (34) arranged as a second displacement member (34) so that the spool ( 35 ) is fitted inside and is rotatable around a central axis. And a plurality of radially projecting land portions (35a) provided in the spool (35), and a plurality of radially extending through passages (34a) provided in the sleeve (34). The plurality of control ports (14, 15, 16, 17) are formed at a boundary portion facing each other.
Further, the current value of the relative angle in the swing actuator section (20) is transmitted to the sleeve (34) by integrally connecting the sleeve (34) to the actuator casing (21). .

本発明の第２の態様は、上記の起振力振幅制御装置（10）を取り付けた回転機械（50）を用いて杭の打ち込み又は引き抜きを行う施工方法であって、杭の打込み又は引抜きを行う工程中、回転機械（50）を回転させた状態にて、既知の土質情報等に基づいて演算装置により両偏心重錘（51,52）の相対角度の目標値を算出し、算出した目標値に対応する入力信号圧力（Pc）を前記起振力振幅制御装置（10）に入力することにより、両偏心重錘（51,52）の相対角度の現在値を目標値に追随させて、杭の打ち込み又は引き抜きを行うことを特徴とする。   A second aspect of the present invention is a construction method in which a pile is driven or pulled out using a rotating machine (50) to which the above-described vibration force amplitude control device (10) is attached, and the pile is driven or pulled out. During the process to be performed, with the rotating machine (50) rotated, the target value of the relative angle between the eccentric weights (51, 52) is calculated by the arithmetic unit based on the known soil information, etc. By inputting the input signal pressure (Pc) corresponding to the value to the excitation force amplitude control device (10), the current value of the relative angle of both eccentric weights (51, 52) is made to follow the target value, It is characterized by driving or pulling out piles.

本発明の効果を、起振力振幅制御装置について説明する。起振力振幅制御方法及び杭の施工方法についても同様である。
本発明による起振力振幅制御装置は、回転機械の両偏心重錘の相対角度を直接変化させる揺動アクチュエータ部と、揺動アクチュエータ部を制御する制御部とを有する。揺動アクチュエータ部は、構成としては上述した従来の揺動アクチュエータと基本的に同じであるが、本発明独自の制御部により制御されることにより、従来とは異なる動作を行うことができる。
制御部は、揺動アクチュエータ部とともに油圧サーボ機構を構成しており、以下の（i）〜(iv)の構成要素及び作用効果を有する。 The effect of the present invention will be described with respect to the vibration force amplitude control device. The same applies to the excitation force amplitude control method and the pile construction method.
The vibratory force amplitude control device according to the present invention includes a swing actuator unit that directly changes the relative angle of both eccentric weights of the rotary machine, and a control unit that controls the swing actuator unit. The swing actuator unit is basically the same as the conventional swing actuator described above, but can be operated differently from the conventional one by being controlled by the control unit unique to the present invention.
The control unit constitutes a hydraulic servomechanism together with the swing actuator unit, and has the following components (i) to (iv) and operational effects.

（i）相対角度の目標値に対応する入力信号が入力される入力機構：
相対角度の目標値は、相対角度の変化可能な範囲内において、外部の演算装置により既知の土質情報等に基づいて適切な値を演算し、入力することが可能である。これにより、相対角度の零と最大値の間の任意の中間値を目標値として設定できる。相対角度の目標値は、油圧サーボ機構の入力値に相当する。 (I) An input mechanism that receives an input signal corresponding to a target value of relative angle:
The target value of the relative angle can be input by calculating an appropriate value based on known soil information or the like by an external calculation device within a range in which the relative angle can be changed. Thereby, an arbitrary intermediate value between zero and the maximum value of the relative angle can be set as the target value. The target value of the relative angle corresponds to the input value of the hydraulic servo mechanism.

（ii）入力信号の入力に応じて目標値に対応する位置に変位する第１変位部材：
第１変位部材は、相対角度の目標値すなわち油圧サーボ機構の入力値を具現化する構成要素であり、入力機構の構成要素である。 (Ii) First displacement member that is displaced to a position corresponding to the target value in response to input of the input signal:
The first displacement member is a component that embodies the target value of the relative angle, that is, the input value of the hydraulic servo mechanism, and is a component of the input mechanism.

（iii）揺動アクチュエータ部における相対角度の現在値に対応する位置に、第１変位部材の変位の向きと同じ向きで変位する第２変位部材：
第２変位部材は、油圧サーボ機構の出力値である相対角度を具現化する構成要素である。この第２変位部材の位置は、次の構成要素（ｂ４）に記載するように、上述した第１変位部材の位置と併せて出力値の制御に用いられる。第２変位部材は、出力値を入力値に戻すフィードバック機構の構成要素であり、第２変位部材の位置は、フィードバック値に相当する。
また、第２変位部材が第１変位部材と同じ向きに変位することは、負のフィードバックであることを意味している（よって、本明細書における「フィードバック」は負のフィードバックの意味である）。負のフィードバック機構により、出力値を入力値にフィードバックし、入力値と出力値の差に基づいて出力値を制御することにより、最終的に出力値を入力値と同じとすることができる。すなわち、相対角度の現在値を目標値に追随させることができる。 (Iii) A second displacement member that is displaced in the same direction as the displacement direction of the first displacement member at a position corresponding to the current value of the relative angle in the swing actuator unit:
The second displacement member is a component that embodies a relative angle that is an output value of the hydraulic servo mechanism. As described in the next component (b4), the position of the second displacement member is used for controlling the output value together with the position of the first displacement member described above. The second displacement member is a component of a feedback mechanism that returns the output value to the input value, and the position of the second displacement member corresponds to the feedback value.
In addition, displacement of the second displacement member in the same direction as the first displacement member means negative feedback (thus, “feedback” in this specification means negative feedback). . By using a negative feedback mechanism to feed back the output value to the input value and controlling the output value based on the difference between the input value and the output value, the output value can finally be made the same as the input value. That is, the current value of the relative angle can be made to follow the target value.

（iv）第１変位部材の位置と第２変位部材の位置の差に対応した開度にて開かれ、揺動アクチュエータ部の第１ポート及び第２ポートに対する給油又は排油を行う複数の制御ポート：
複数の制御ポートは、第１変位部材の位置と第２変位部材の位置の差に対応した開度で開かれる。すなわち、複数の制御ポートは、目標値（入力値）と現在値（出力値）の差を検出する検出機構に相当する。同時に、複数の制御ポートの開度は、揺動アクチュエータ部に対する供給流量と排出流量を決定することから、複数の制御ポートは、出力値を直接制御する制御機構でもある。
第１変位部材の位置と第２変位部材の位置は、一方又は双方が時間的に変化するので制御ポートの開度（供給流量と排出流量）も時間的に変化する。供給流量と排出流量の時間積分が相対角度の変化量に相当することになる。 (Iv) A plurality of controls that are opened at an opening corresponding to the difference between the position of the first displacement member and the position of the second displacement member, and perform oil supply or oil discharge to the first port and the second port of the swing actuator unit. port:
The plurality of control ports are opened at an opening corresponding to the difference between the position of the first displacement member and the position of the second displacement member. That is, the plurality of control ports correspond to a detection mechanism that detects a difference between a target value (input value) and a current value (output value). At the same time, since the openings of the plurality of control ports determine the supply flow rate and the discharge flow rate to the swing actuator unit, the plurality of control ports are also control mechanisms that directly control the output values.
Since one or both of the position of the first displacement member and the position of the second displacement member changes with time, the opening degree of the control port (supply flow rate and discharge flow rate) also changes with time. The time integration of the supply flow rate and the discharge flow rate corresponds to the change amount of the relative angle.

上記の、フィードバック機構を備えた油圧サーボ機構により、以下のような両偏心重錘の相対角度すなわち起振力振幅の制御が可能となる。
・現在値とは異なる一定の目標値の入力に対して、両偏心重錘の相対角度が一定の目標値に対応する値に維持される（一定の目標値への追従）。
・時間的に変化する目標値の入力に対して、両偏心重錘の相対角度が目標値の変化に対応した時間的変化を行う（時間的に変化する目標値への追従）。
・両偏心重錘の相対角度が目標値に対して追従しているとき、外乱（回転機械の振動や地盤反力の急激な変動等）により、両偏心重錘の相対角度が目標値への追従状態からずれたとき、目標値に追従する状態を自動的に回復する。 The hydraulic servomechanism having the feedback mechanism described above makes it possible to control the relative angle of both eccentric weights, that is, the vibration force amplitude as described below.
-With respect to the input of a constant target value different from the current value, the relative angle of both eccentric weights is maintained at a value corresponding to the constant target value (following the constant target value).
-In response to an input of a target value that changes over time, the relative angle of both eccentric weights changes over time corresponding to the change in the target value (following the target value that changes over time).
・ When the relative angle of both eccentric weights follows the target value, the relative angle of both eccentric weights to the target value due to disturbance (vibration of the rotating machine, rapid fluctuation of ground reaction force, etc.) When deviating from the following state, the state following the target value is automatically recovered.

ここで、回転機械を回転させた状態で両偏心重錘の相対角度を変化させ、回転機械の起振力振幅を増減制御する意義について、説明する。
これまでの研究から、対象地盤の固さと、回転機械における必要な起振力振幅との間に、ある程度の相関関係があることが解明されている。例えば、必要な起振力振幅は、固い地盤では比較的大きく、軟らかい地盤では比較的小さい。 Here, the significance of increasing / decreasing the vibration force amplitude of the rotating machine by changing the relative angle between the eccentric weights in a state where the rotating machine is rotated will be described.
From the research so far, it has been elucidated that there is a certain degree of correlation between the hardness of the target ground and the necessary amplitude of the excitation force in the rotating machine. For example, the required vibration force amplitude is relatively large on hard ground and relatively small on soft ground.

回転機械の運転に必要な、起振力振幅をＰ０、実際の振動の振幅をＡ０とすると、これらの関係は、以下の通りとなる。
回転機械の計算上の起振力振幅Ｐ０は、
Ｐ０＝Ｋ・ω２×１０−３/g
Ｐ０：起振力振幅（振動を継続させるための外力により回転機械が発生する遠心力）
Ｋ ：偏心重錘の偏心モーメント量
ω：強制振動の角振動数
ω＝２π・f
π：円周率
f：振動の周波数
g：重力の加速度
回転機械の計算上の振動の振幅Ａ０は、
Ａ０＝Ｋ／Ｗ０
Ａ０：振動の振幅
Ｗ０：偏心重錘を有する回転機械の振動重量と杭の全重量
さらに、回転機械が発生する振幅をＡ０とすると、回転機械の振動加速度αoは、
αo＝A・ω２
αo：回転機械の振動加速度
で表わされる。 Assuming that the excitation force amplitude necessary for the operation of the rotating machine is P 0 and the actual vibration amplitude is A 0 , these relationships are as follows.
The calculated excitation force amplitude P 0 of the rotating machine is
P 0 = K · ω 2 × 10 −3 / g
P 0 : Exciting force amplitude (centrifugal force generated by the rotating machine due to external force to continue vibration)
K: Eccentric moment of eccentric weight ω: Angular frequency of forced vibration
ω = 2π · f
π: Pi ratio
f: Frequency of vibration
g: Acceleration of gravity The amplitude A 0 of the calculated vibration of the rotating machine is
A 0 = K / W 0
A 0 : Vibration amplitude W 0 : Vibration weight of rotating machine having eccentric weight and total weight of pile Further, assuming that the amplitude generated by the rotating machine is A 0 , the vibration acceleration αo of the rotating machine is
αo ＝ A ・ ω 2
αo: Expressed by the vibration acceleration of the rotating machine.

上式から、偏心重錘を有する回転機械の発生する起振力振幅Ｐ０は偏心モーメントに比例するから、偏心モーメントを可変できれば、地盤の固さに応じた起振力Ｐ０を調整することが可能となる。具体的には、地盤が固い場合は偏心モーメントＫと振動加速度αoを増大させ、地盤が軟らかい場合は偏心モーメントＫと振動加速度αoを減少させればよい。 From the above equation, the excitation force amplitude P 0 generated by a rotating machine having an eccentric weight is proportional to the eccentric moment. Therefore, if the eccentric moment can be varied, the excitation force P 0 corresponding to the hardness of the ground should be adjusted. Is possible. Specifically, when the ground is hard, the eccentric moment K and the vibration acceleration αo may be increased, and when the ground is soft, the eccentric moment K and the vibration acceleration αo may be decreased.

杭の打ち込み又は引き抜きにおいては、経験的に最低必要な振動の振幅量と振動加速度量の大きさが存在する。これらは、回転機械の振動の周波数ｆと地盤条件（土質とＮ値）により、経験的に一定の目安となる値が与えられる。   In driving or pulling out piles, there are empirically minimum vibration amplitude and vibration acceleration. These values are given as empirical constant values based on the frequency f of the vibration of the rotary machine and the ground conditions (soil quality and N value).

Figure 0005643795
Figure 0005643795

杭の打ち込み又は引き抜きにおいては、地盤の固さに応じた最適な起振力振幅Ｐ０とするために、最適な起振力振幅に対応する偏心モーメント量を発生する両偏心重錘の相対角度を目標値として算出する。起振力振幅制御装置に対して目標値に相当する圧力入力信号を印加して制御する。 When driving or pulling out piles, the relative angle between the two eccentric weights that generate an eccentric moment corresponding to the optimum excitation force amplitude in order to obtain the optimum excitation force amplitude P 0 corresponding to the hardness of the ground Is calculated as a target value. Control is performed by applying a pressure input signal corresponding to a target value to the excitation force amplitude control device.

図１は、本発明の起振力振幅制御装置の一例を適用した二軸バイブロハンマの回転機械を概略的に示した平断面図である。FIG. 1 is a plan sectional view schematically showing a rotating machine of a biaxial vibro hammer to which an example of an excitation force amplitude control device of the present invention is applied. 図２は、図１の起振力振幅制御装置における軸を含む断面を概略的に示した図である。FIG. 2 is a diagram schematically showing a cross section including an axis in the vibration force amplitude control apparatus of FIG. 図３は、起振力振幅制御装置の中立状態における制御部の主要部を概略的かつ模式的に示した断面図である。FIG. 3 is a cross-sectional view schematically and schematically showing a main part of the control unit in the neutral state of the vibration force amplitude control device. 図４（ａ）（ｂ）は、起振力振幅制御装置の相対角度の移行過程の一例における制御部の主要部を概略的かつ模式的に示した断面図である。4A and 4B are cross-sectional views schematically and schematically showing the main part of the control unit in an example of the relative angle transition process of the excitation force amplitude control device. 図５（ａ）（ｂ）は、起振力振幅制御装置の相対角度の移行過程の別の例における制御部の主要部を概略的かつ模式的に示した断面図である。5A and 5B are cross-sectional views schematically and schematically showing the main part of the control unit in another example of the relative angle transition process of the vibration force amplitude control device. 図６は、本発明におけるフィードバック機構が平衡状態の回復・維持に寄与することを説明する図である。FIG. 6 is a diagram for explaining that the feedback mechanism in the present invention contributes to the recovery and maintenance of the equilibrium state. 図７は、相対角度の目標値と、相対角度の現在値との関係を模式的に示した図である。FIG. 7 is a diagram schematically showing the relationship between the target value of the relative angle and the current value of the relative angle. 図８は、本発明の起振力振幅制御装置の揺動アクチュエータ部の横断面（ａ１）（ｂ１）（ｃ１）と、それぞれに対応する回転機械の模式的な横断面（ａ２）（ｂ２）（ｃ２）を示した図である。FIG. 8 shows cross sections (a1), (b1), and (c1) of the swing actuator portion of the vibration force amplitude control apparatus of the present invention, and schematic cross sections (a2) and (b2) of the rotary machines corresponding to the cross sections. It is the figure which showed (c2). 図９（ａ）（ｂ）は、斜板と突起の当接点の関係を示した図である。FIGS. 9A and 9B are diagrams showing the relationship between the contact points of the swash plate and the protrusions. 図１０は、回転形四方案内弁を用いた起振力振幅制御装置における、軸を含む断面を概略的に示した図である。FIG. 10 is a diagram schematically showing a cross section including an axis in the vibration force amplitude control apparatus using the rotary four-way guide valve. 図１１は、回転形四方案内弁による制御部の動作原理を説明した図である。FIG. 11 is a diagram illustrating the operation principle of the control unit using the rotary four-way guide valve. 図１２は、図１０のＷ断面を概略的に示した図である。FIG. 12 is a view schematically showing a W cross section of FIG. 図１３は、図１０のＸ断面を概略的に示した図である。FIG. 13 is a diagram schematically showing an X cross section of FIG. 図１４は、図１０のＹ断面を概略的に示した図である。FIG. 14 is a diagram schematically showing a Y cross section of FIG. 図１５は、図１０のＺ断面を概略的に示した図である。FIG. 15 is a diagram schematically showing a Z cross section of FIG. 図１６（ａ）は二軸バイブロハンマにおける従来の回転機械を概略的に示した図である。（ｂ）はベーン揺動アクチュエータの断面図、（ｃ）は偏心重錘の横断面図である。FIG. 16A is a view schematically showing a conventional rotating machine in a biaxial vibro hammer. (B) is a sectional view of the vane swing actuator, and (c) is a transverse sectional view of the eccentric weight.

以下、実施例を示す図面を参照して本発明の実施形態を説明する。
（１）回転機械の全体構成
図１は、本発明の起振力振幅制御装置の一例を適用した二軸バイブロハンマの回転機械を概略的に示した平断面図である。なお、本発明の起振力振幅制御装置は、二軸バイブロハンマに限らず、他の多軸バイブロハンマにも同様に適用できるものである。 Embodiments of the present invention will be described below with reference to the drawings illustrating examples.
(1) Overall Configuration of Rotating Machine FIG. 1 is a plan sectional view schematically showing a rotating machine of a biaxial vibro hammer to which an example of an excitation force amplitude control device of the present invention is applied. Note that the vibration force amplitude control device of the present invention is not limited to the biaxial vibratory hammer but can be applied to other multiaxial vibratory hammers in the same manner.

図１に示す回転機械５０は、上述した図９（ａ）と同じ構成である。駆動プーリ５６にモータ出力が伝達され、駆動軸５４が回転駆動される。駆動軸５４及び従動軸５５にはそれぞれ、軸に固定された固定偏心重錘５１と、軸に対して回転自在である可動偏心重錘５２とが装着されている。駆動軸５４の回転力が複数のギア５３と揺動アクチュエータ部２０を介して他の偏心重錘５４、５５に伝達されることにより、全ての偏心重錘５４、５５が同期回転する。   The rotating machine 50 shown in FIG. 1 has the same configuration as that of FIG. The motor output is transmitted to the drive pulley 56, and the drive shaft 54 is rotationally driven. Each of the drive shaft 54 and the driven shaft 55 is provided with a fixed eccentric weight 51 fixed to the shaft and a movable eccentric weight 52 that is rotatable with respect to the shaft. When the rotational force of the drive shaft 54 is transmitted to the other eccentric weights 54 and 55 via the plurality of gears 53 and the swing actuator unit 20, all the eccentric weights 54 and 55 rotate synchronously.

通常、各軸の固定偏心重錘５１と可動偏心重錘５２は、互いに一定の位相差（相対角度）を保持して回転する。固定偏心重錘５１と可動偏心重錘５２の相対角度の制御は、起振力振幅制御装置１０により行う。起振力振幅制御装置１０は、回転機械５０の従動軸５５の一端に取り付けられている。なお、別の例として、駆動軸５４における駆動プーリ５６とは反対側の端部に起振力振幅制御装置１０を取り付けてもよい。多軸の回転機械においては、いずれか１つの軸を取付軸として、その一端に起振力振幅制御装置１０を取り付けることができる。全ての軸の両偏心重錘はギア５３及び揺動アクチュエータ部２０を介して連動するので、１つの起振力振幅制御装置１０により、全ての軸の両偏心重錘の相対角度を同時に変更することができる。   Usually, the fixed eccentric weight 51 and the movable eccentric weight 52 of each axis rotate while maintaining a constant phase difference (relative angle). The relative angle between the fixed eccentric weight 51 and the movable eccentric weight 52 is controlled by the vibration force amplitude control device 10. The excitation force amplitude control device 10 is attached to one end of the driven shaft 55 of the rotary machine 50. As another example, the excitation force amplitude control device 10 may be attached to the end of the drive shaft 54 opposite to the drive pulley 56. In a multi-axis rotating machine, any one of the shafts can be used as an attachment shaft, and the excitation force amplitude control device 10 can be attached to one end thereof. Since the eccentric weights of all the shafts are linked via the gear 53 and the swinging actuator unit 20, the relative angle of the eccentric weights of all the shafts is simultaneously changed by one vibration force amplitude control device 10. be able to.

本発明の起振力振幅制御装置１０は、従動軸５５の一端側に接続される揺動アクチュエータ部２０と、従動軸５５とは反対側にて揺動アクチュエータ部２０に接続される制御部３０とを備えている。制御部３０は、揺動アクチュエータ部２０における可逆回動動作を本発明独自の構成にて制御する。（なお、揺動アクチュエータ部２０は、構成としては上述した従来の揺動アクチュエータ２０と基本的に同じであるが、本発明独自の制御部３０により制御されることにより、従来とは異なる動作を実現するので、起振力振幅制御装置１０の一部とみなして「揺動アクチュエータ部」と称することとする。）   The excitation force amplitude control device 10 of the present invention includes a swing actuator unit 20 connected to one end side of the driven shaft 55 and a control unit 30 connected to the swing actuator unit 20 on the opposite side of the driven shaft 55. And. The control unit 30 controls the reversible rotation operation in the swing actuator unit 20 with a configuration unique to the present invention. (The swing actuator unit 20 is basically the same as the conventional swing actuator 20 described above, but operates differently from the conventional one by being controlled by the control unit 30 unique to the present invention. (Because it is realized, it is regarded as a part of the excitation force amplitude control device 10 and is referred to as a “swinging actuator portion”.)

（２）起振力振幅制御装置の構成（直動形四方案内弁方式）
図２は、図１の起振力振幅制御装置１０における、軸を含む断面を概略的に示した図である。図１も参照しつつ説明する。起振力振幅制御装置１０は、揺動アクチュエータ部２０と、制御部３０とを備えている。制御部３０は、一つの実施例であり、直動形四方案内弁を用いた方式である。なお、便宜上、揺動アクチュエータ部２０側（図の左方側）を前方とし、反対側を後方として説明する。 (2) Configuration of the excitation force amplitude control device (direct acting four-way guide valve system)
FIG. 2 is a diagram schematically showing a cross section including an axis in the vibration force amplitude control apparatus 10 of FIG. This will be described with reference to FIG. The excitation force amplitude control device 10 includes a swing actuator unit 20 and a control unit 30. The control unit 30 is one embodiment and uses a direct acting four-way guide valve. For the sake of convenience, the description will be made assuming that the swing actuator unit 20 side (the left side in the figure) is the front and the opposite side is the rear.

（２−１）揺動アクチュエータ部の構成
揺動アクチュエータ部２０は、アクチュエータケーシング２１内に設けたアクチュエータ軸２５と、アクチュエータ軸２５から径方向外方に延びるベーン２３と、アクチュエータ軸周りの圧油漏れを防ぎかつベーン２３のストッパとしてアクチュエータケーシング２１から径方向内方に延びるシュー２２とを具備する。図２では現れていないが、後述する図８に示すように、ベーン２３及びシュー２２はそれぞれ一対が１８０°の角度で設けられており、ダブルベーン型の揺動アクチュエータである。但し、揺動アクチュエータ部２０は、ダブルベーン型に限定されるものではなく、例えばシングルベーン型でもよい。シュー２２には、ベーン２３により区画される各室に給排油する２つのポート２６、２７が設けられている。２つのポート２６、２７のうちの一方は、Ａ室に給排油するＡポート２６であり、他方は、Ｂ室に給排油するＢポート２７である。 (2-1) Configuration of Oscillating Actuator Unit The oscillating actuator unit 20 includes an actuator shaft 25 provided in the actuator casing 21, a vane 23 extending radially outward from the actuator shaft 25, and pressure oil around the actuator shaft. A shoe 22 that prevents leakage and serves as a stopper for the vane 23 extends radially inward from the actuator casing 21. Although not appearing in FIG. 2, as shown in FIG. 8 described later, a pair of the vane 23 and the shoe 22 is provided at an angle of 180 °, and is a double vane type swing actuator. However, the swing actuator unit 20 is not limited to the double vane type, and may be a single vane type, for example. The shoe 22 is provided with two ports 26 and 27 for supplying and discharging oil to each chamber partitioned by the vane 23. One of the two ports 26 and 27 is an A port 26 for supplying and discharging oil to the A chamber, and the other is a B port 27 for supplying and discharging oil to the B chamber.

アクチュエータ軸２５は、固定偏心重錘が装着された従動軸５５と同軸上に接続されている。一方、アクチュエータケーシング２１は、従動軸５５に装着された可動偏心重錘５２に接続された外管５２ａに接続されている。図１を参照すると、外管５２ａは従動軸５５と同軸であり回転機械ケーシング６０に設けたベアリングにより支持されている。これにより、アクチュエータ軸２５は固定偏心重錘５１と一体に回転可能であり、一方、アクチュエータケーシング２２は可動偏心重錘５２と一体に回転可能である。従動軸５５に装着された固定偏心重錘５１と可動偏心重錘５２の間の回転の伝達は、揺動アクチュエータ部２０を介して行われる。回転機械が回転駆動されているとき、揺動アクチュエータ部２０全体も、両偏心重錘５１、５２とともに回転している。   The actuator shaft 25 is coaxially connected to a driven shaft 55 to which a fixed eccentric weight is attached. On the other hand, the actuator casing 21 is connected to an outer tube 52 a connected to a movable eccentric weight 52 attached to the driven shaft 55. Referring to FIG. 1, the outer tube 52 a is coaxial with the driven shaft 55 and is supported by a bearing provided in the rotary machine casing 60. Thus, the actuator shaft 25 can rotate integrally with the fixed eccentric weight 51, while the actuator casing 22 can rotate integrally with the movable eccentric weight 52. Transmission of rotation between the fixed eccentric weight 51 and the movable eccentric weight 52 mounted on the driven shaft 55 is performed via the swing actuator unit 20. When the rotary machine is driven to rotate, the entire swing actuator 20 also rotates together with the eccentric weights 51 and 52.

アクチュエータ軸２５（すなわちベーン２３）がアクチュエータケーシング２１に対して相対的に静止しているとき、アクチュエータ軸２５とアクチュエータケーシング２１の相対角度は一定に保持される。アクチュエータ軸２５とアクチュエータケーシング２１の相対角度は、すなわち固定偏心重錘５１と可動偏心重錘５２の相対角度である。アクチュエータ軸２５とアクチュエータケーシング２１の相対角度が変化すると、固定偏心重錘５１と可動偏心重錘５２の相対角度も変化する。   When the actuator shaft 25 (that is, the vane 23) is relatively stationary with respect to the actuator casing 21, the relative angle between the actuator shaft 25 and the actuator casing 21 is kept constant. The relative angle between the actuator shaft 25 and the actuator casing 21 is the relative angle between the fixed eccentric weight 51 and the movable eccentric weight 52. When the relative angle between the actuator shaft 25 and the actuator casing 21 changes, the relative angle between the fixed eccentric weight 51 and the movable eccentric weight 52 also changes.

（２−２）制御部の構成
制御部３０は、ケーシング３１、油路ロータ３２、マニホールド３３、スリーブ３４及びスプール３５の略円筒状又は略円柱状の部材を有し、これらの部材は、揺動アクチュエータ部２０のアクチュエータ軸２５と同軸に配置されている。
略円筒状のマニホールド３３は、前端部３３ａがアクチュエータケーシング２１の端部に接続され、アクチュエータケーシング２１とともに回転する。マニホールド３３の外側には、油路ロータ３２及びベアリング４４、４５を介してケーシング３１が配置されている。油路ロータ３２は、回転しないケーシング３１内の油路と、回転するマニホールド３３内の油路とを連通させている。このような油路ロータ３２は公知のものである。 (2-2) Configuration of Control Unit The control unit 30 includes substantially cylindrical or substantially columnar members such as a casing 31, an oil passage rotor 32, a manifold 33, a sleeve 34, and a spool 35. The moving actuator unit 20 is disposed coaxially with the actuator shaft 25.
The front end 33 a of the substantially cylindrical manifold 33 is connected to the end of the actuator casing 21 and rotates together with the actuator casing 21. A casing 31 is disposed outside the manifold 33 via an oil passage rotor 32 and bearings 44 and 45. The oil passage rotor 32 makes the oil passage in the casing 31 that does not rotate communicate with the oil passage in the rotating manifold 33. Such an oil passage rotor 32 is known.

ケーシング３１には、外部から制御部３０に対して給油又は排油を行うための複数のジョイント（図示せず）が設けられ、次の３種の油路にそれぞれ連通している。
・油圧源ポートＰｓ：油圧源（図示せず）から一定圧力が常時供給される。
・戻りポートＰｄ：油圧源タンク（図示せず）へ排油される。
・入力信号圧力ポートＰｃ：入力信号圧力が外部の入力信号圧力操作器（図示せず）から印加される。入力信号圧力ポートＰｃは、油圧源ポートＰｓの油圧源とは全く独立した油圧機構である。 The casing 31 is provided with a plurality of joints (not shown) for supplying or discharging oil to the control unit 30 from the outside, and communicates with the following three types of oil passages.
Hydraulic pressure source port Ps: A constant pressure is always supplied from a hydraulic pressure source (not shown).
Return port Pd: Oil is discharged to a hydraulic pressure source tank (not shown).
Input signal pressure port Pc: Input signal pressure is applied from an external input signal pressure controller (not shown). The input signal pressure port Pc is a hydraulic mechanism that is completely independent of the hydraulic source of the hydraulic source port Ps.

油圧源ポートＰｓに供給される圧力は、揺動アクチュエータ部２０を介して、大きな慣性モーメントと偏心モーメントをもつ両偏心重錘の実際の相対角度変化を生じさせる駆動用圧力であるから、大パワーの油圧源によるものである。一方、入力信号圧力ポートＰｃに印加される入力信号圧力は、相対角度の目標値に対応した変位をスプール３５に対して生じさせるための制御用圧力であるから、油圧源ポートＰｓの油圧源に比べて遙かに微小パワーの圧力である。微小パワーで大パワーの油圧機構を制御できることが、本発明の特徴の一つである。   Since the pressure supplied to the hydraulic pressure source port Ps is a driving pressure that causes an actual relative angle change of both eccentric weights having large moments of inertia and eccentricity via the oscillating actuator unit 20, large power This is due to the hydraulic source. On the other hand, the input signal pressure applied to the input signal pressure port Pc is a control pressure for causing the spool 35 to generate a displacement corresponding to the target value of the relative angle. The pressure is much smaller than that. It is one of the features of the present invention that a high-power hydraulic mechanism can be controlled with minute power.

入力信号圧力が外部の入力信号圧力操作器（図示せず）から印加されるが、これは、油圧源ポートＰｓの油圧源とは、全く独立した油圧機構である。このことは、入力信号圧力操作器が油圧機構に限られないことを意味する。例えば、電気油圧機構により入力信号圧力を発生させ、スプール３５の変位を生じさせてもよい。   The input signal pressure is applied from an external input signal pressure controller (not shown), which is a hydraulic mechanism completely independent from the hydraulic source of the hydraulic source port Ps. This means that the input signal pressure controller is not limited to a hydraulic mechanism. For example, the input signal pressure may be generated by an electrohydraulic mechanism and the spool 35 may be displaced.

なお、入力信号圧力操作器を油圧機構とした場合は、次の利点がある。通常、杭打ち作業現場ではバイブロハンマ本体は運転地点から数十メートル以上離れている。そこで、制御装置１０に対する入力信号圧力の印加には遠隔信号伝達が必要となる。その場合、作業現場での感電事故を避けるためには、電気的信号伝達手段よりも油圧による信号伝達の方が望ましいといえる。   When the input signal pressure controller is a hydraulic mechanism, the following advantages are obtained. Normally, the vibro hammer body is several tens of meters or more away from the operating point at the pile driving site. Therefore, remote signal transmission is required to apply the input signal pressure to the control device 10. In that case, in order to avoid an electric shock accident at the work site, it can be said that signal transmission by hydraulic pressure is more desirable than electric signal transmission means.

マニホールド３３の壁内には、油圧源ポートＰｓ、戻りポートＰｄ及び入力信号圧力ポートＰｃが径方向に貫通し、マニホールド３３の円筒内面上にそれぞれ開口している。さらに、マニホールド３３の壁内には、アクチュエータケーシング２１内のＡポート２６へ連通する負荷ポート１８、及び、Ｂポート２７へ連通する負荷ポート１９が形成されている。負荷ポート１８、１９の他端は、マニホールド３３の円筒内面上にそれぞれ開口している。なお、負荷ポート１８、１９は、揺動アクチュエータ部２０のＡポート、Ｂポートが複数の場合には対応した数だけ設けられる。   In the wall of the manifold 33, a hydraulic pressure source port Ps, a return port Pd, and an input signal pressure port Pc penetrate in the radial direction and open on the cylindrical inner surface of the manifold 33. Further, a load port 18 communicating with the A port 26 in the actuator casing 21 and a load port 19 communicating with the B port 27 are formed in the wall of the manifold 33. The other ends of the load ports 18 and 19 are opened on the cylindrical inner surface of the manifold 33, respectively. The load ports 18 and 19 are provided in a corresponding number when there are a plurality of A ports and B ports of the swing actuator unit 20.

マニホールド３３の内側には、マニホールド３３とともに回転しかつ軸方向変位可能であるスリーブ３４が配置されている。かつ、マニホールド３３には直動形のスプライン（メス）、スリーブ３４には直動形のスプライン（オス）が具備されている。このためにスリーブ３４は、スプライン軸４１を介してマニホールド３３と接続される。略円筒状のスリーブ３４は、軸方向変位するとき、その円筒外面がマニホールド３３の円筒内面に対して摺動する。スリーブ３４の壁内には、複数の負荷ポート１８、１９、油圧源ポートＰｓ及び戻りポートＰｄとそれぞれ常時連通する複数の径方向の貫通路３４ａが形成されている。   A sleeve 34 that rotates with the manifold 33 and is axially displaceable is disposed inside the manifold 33. The manifold 33 is provided with a direct acting spline (female), and the sleeve 34 is provided with a direct acting spline (male). For this purpose, the sleeve 34 is connected to the manifold 33 via the spline shaft 41. When the substantially cylindrical sleeve 34 is displaced in the axial direction, its cylindrical outer surface slides against the cylindrical inner surface of the manifold 33. In the wall of the sleeve 34, a plurality of radial through passages 34a are formed which are always in communication with the plurality of load ports 18, 19, the hydraulic pressure source port Ps and the return port Pd.

さらに、スリーブ３４の前端面には、突起４０が設けられている。突起４０は、斜板３９に当接している。斜板３９におけるスリーブ３４に対向する面は、軸に対して垂直ではなく所定の角度で傾斜した傾斜面３９ａとなっている。突起４０は、傾斜面３９ａ上を抵抗無く摺動できるように、球面又は曲面の頂点にて傾斜面３９ａに当接することが好適である。斜板３９の前端面は、アクチュエータ軸２５の端部に接続されている。従って、斜板３９は、アクチュエータ軸２５と一体的に回転する。スリーブ３４の他方の端面とマニホールド端部壁３３ｂとの間に設けられたスリーブバネ４３により、スリーブ３４及び突起４０は、斜板３９に対して常に押圧されている。   Further, a protrusion 40 is provided on the front end surface of the sleeve 34. The protrusion 40 is in contact with the swash plate 39. The surface of the swash plate 39 that faces the sleeve 34 is an inclined surface 39a that is not perpendicular to the axis but is inclined at a predetermined angle. The protrusion 40 is preferably in contact with the inclined surface 39a at the apex of a spherical surface or a curved surface so that the protrusion 40 can slide on the inclined surface 39a without resistance. The front end surface of the swash plate 39 is connected to the end of the actuator shaft 25. Accordingly, the swash plate 39 rotates integrally with the actuator shaft 25. The sleeve 34 and the protrusion 40 are always pressed against the swash plate 39 by a sleeve spring 43 provided between the other end face of the sleeve 34 and the manifold end wall 33 b.

ここで、マニホールド３３及びスリーブ３４はアクチュエータケーシング２１とともに回転し、一方、斜板３９はアクチュエータ軸２５とともに回転する。従って、アクチュエータケーシング２１とアクチュエータ軸２５の相対角度が維持され回転している間は、マニホールド３３及びスリーブ３４並びに斜板３９は、一体に回転している。一方、アクチュエータケーシング２１とアクチュエータ軸２５の相対角度が変化すると、斜板３９がスリーブ３４に対して相対的に回動することになる。この結果、突起４０の傾斜面３９ａに対する当接位置が変わることにより、スリーブ３４が軸方向に変位することとなる。斜板３９、突起４０およびスリーブ３４は、制御部３０の動作により生じた揺動アクチュエータ部２０における相対角度の変化を、制御部３０にフィードバックするフィードバック機構である。   Here, the manifold 33 and the sleeve 34 rotate with the actuator casing 21, while the swash plate 39 rotates with the actuator shaft 25. Therefore, while the relative angle between the actuator casing 21 and the actuator shaft 25 is maintained and rotating, the manifold 33, the sleeve 34, and the swash plate 39 rotate together. On the other hand, when the relative angle between the actuator casing 21 and the actuator shaft 25 changes, the swash plate 39 rotates relative to the sleeve 34. As a result, the sleeve 34 is displaced in the axial direction by changing the contact position of the protrusion 40 with the inclined surface 39a. The swash plate 39, the protrusion 40, and the sleeve 34 are a feedback mechanism that feeds back to the control unit 30 a change in relative angle in the swing actuator unit 20 caused by the operation of the control unit 30.

スリーブ３４の内側には、軸方向変位可能に嵌挿されたスプール３５が配置されている。略円柱状のスプール３５には、径方向に突出する複数の環状のランド部３５ａが形成されている。隣り合う２つのランド部３５ａの間は、環状の溝となっている。スプール３５が軸方向変位するとき、ランド部３５ａが、スリーブ３４の円筒内面に対して摺動する。スプール３５とスリーブ３４の軸方向の相対的な変位により、スプール３５のランド部３５ａが、スリーブ３４の貫通路３４ａを閉鎖したり、開いたりする。この部分が、後述する複数の制御ポートとなる。スプール３５は、前端面の平衡バネ３８と、後端面の平衡バネ４２により支持されている。   Inside the sleeve 34, a spool 35 is disposed so as to be axially displaceable. The substantially cylindrical spool 35 is formed with a plurality of annular land portions 35a protruding in the radial direction. An annular groove is formed between two adjacent land portions 35a. When the spool 35 is displaced in the axial direction, the land portion 35 a slides against the cylindrical inner surface of the sleeve 34. Due to the relative displacement in the axial direction of the spool 35 and the sleeve 34, the land portion 35 a of the spool 35 closes or opens the through passage 34 a of the sleeve 34. This portion becomes a plurality of control ports described later. The spool 35 is supported by a balance spring 38 on the front end surface and a balance spring 42 on the rear end surface.

スプール３５の後端面側には、圧力室３６が設けられている。圧力室３６に対しては、入力信号圧力ポートＰｃが連通している。外部の入力信号圧力操作器から入力信号圧力ポートＰｃを介して圧力を上昇させると、スプール３５の後端面の油圧力が変わり、軸方向の力のバランスが崩れてスプール３５が前方に軸方向変位する。一方、入力信号圧力ポートＰｃを介して圧力を降下させると、後方に変位する。入力信号圧力は相対角度の目標値に対応しているので、スプール３５の軸方向の位置は、相対角度の目標値に対応することとなる。   A pressure chamber 36 is provided on the rear end surface side of the spool 35. An input signal pressure port Pc communicates with the pressure chamber 36. When the pressure is increased from the external input signal pressure controller via the input signal pressure port Pc, the oil pressure on the rear end surface of the spool 35 changes, the balance of axial force is lost, and the spool 35 is displaced forward in the axial direction. To do. On the other hand, when the pressure is lowered via the input signal pressure port Pc, the pressure is displaced backward. Since the input signal pressure corresponds to the target value of the relative angle, the axial position of the spool 35 corresponds to the target value of the relative angle.

図２におけるスリーブ３４とスプール３５の位置は、起振力振幅制御装置１０の動作における、ある時点の状態を例示したものである。動作の詳細については後述するので、ここでは詳細な説明はしない。この例では、外部の入力信号圧力操作器から入力信号圧力ポートＰｃを介して圧力室３６の圧力を降下させたことにより、スプール３５が後方に変位している。油圧源ポートＰｓからの圧油（黒矢印）は、スリーブ３４の貫通路３４ａを通過してスプール３５の外周面に沿って流れ、Ａポート２６に連通する負荷ポート１８内へ給油されている。一方、Ｂポート２７に連通する負荷ポート１９からの戻り油（白矢印）は、スリーブ３４の貫通路３４ａを通過してスプール３５の外周面に沿って流れた後、戻りポートＰｄから排出されている。   The positions of the sleeve 34 and the spool 35 in FIG. 2 exemplify a state at a certain point in the operation of the excitation force amplitude control device 10. The details of the operation will be described later, and therefore will not be described in detail here. In this example, the spool 35 is displaced rearward by reducing the pressure in the pressure chamber 36 from the external input signal pressure controller via the input signal pressure port Pc. Pressure oil (black arrow) from the hydraulic pressure source port Ps passes through the through passage 34 a of the sleeve 34, flows along the outer peripheral surface of the spool 35, and is supplied into the load port 18 communicating with the A port 26. On the other hand, the return oil (white arrow) from the load port 19 communicating with the B port 27 passes through the through passage 34a of the sleeve 34 and flows along the outer peripheral surface of the spool 35, and is then discharged from the return port Pd. Yes.

スリーブ３４とスプール３５は、いわゆる直動形四方案内弁を構成している。一般的な四方案内弁では、スリーブ又はスプールの一方が固定されているが、本発明の起振力振幅制御装置１０においては、スリーブ３４とスプール３５の双方が軸方向変位する点が独自の構成である。   The sleeve 34 and the spool 35 constitute a so-called direct acting four-way guide valve. In a general four-way guide valve, one of a sleeve and a spool is fixed. However, in the vibration force amplitude control device 10 of the present invention, the point that both the sleeve 34 and the spool 35 are displaced in the axial direction is unique. It is.

なお図２は、主として各油路の機能を説明するためのものであり、各油路の数及び位置については図示の例に限られない。揺動アクチュエータ部２０のタイプ（ダブルベーンかシングルベーン）により、また制御部３０の設計により、異なる数又は位置とすることが可能である。   Note that FIG. 2 is mainly for explaining the function of each oil passage, and the number and position of each oil passage are not limited to the illustrated example. Different numbers or positions are possible depending on the type (double vane or single vane) of the oscillating actuator unit 20 and the design of the control unit 30.

（３）起振力振幅制御装置の動作
図３〜図５を参照して、本発明の起振力振幅制御装置１０の動作を説明する。説明において図２中の符号を参照する場合がある。図３〜図５は、起振力振幅制御装置１０の制御部３０の主要部を概略的かつ模式的に示した断面図である。なお、図３〜図５のいずれの状態においても、回転機械の全ての偏心重錘が同期回転を持続しているものとする。同期回転は、両偏心重錘の相対角度が変化する速度に比べて遙かに高速回転である。 (3) Operation of Excitation Force Amplitude Control Device The operation of the excitation force amplitude control device 10 of the present invention will be described with reference to FIGS. In the description, reference numerals in FIG. 2 may be referred to. 3 to 5 are cross-sectional views schematically and schematically showing the main part of the control unit 30 of the vibration force amplitude control device 10. In any of the states of FIGS. 3 to 5, it is assumed that all the eccentric weights of the rotating machine continue the synchronous rotation. Synchronous rotation is much faster than the speed at which the relative angle of both eccentric weights changes.

スプール３５、平衡バネ４２、３８、入力信号圧力Ｐｃ及び圧力室３６は、相対角度の目標値（入力値）を入力する入力機構を構成する。
斜板３９、突起４０及びスリーブ３４は、揺動アクチュエータ部２０における相対角度の現在値（出力値）をフィードバックするフィードバック機構を構成する。
スリーブ３４及びスプール３５は、相対角度の目標値（入力値）と現在値（出力値）の差を検出する検出機構及びこの差に応じて出力値を制御する制御機構を構成する。 The spool 35, the balance springs 42 and 38, the input signal pressure Pc, and the pressure chamber 36 constitute an input mechanism for inputting a target value (input value) of a relative angle.
The swash plate 39, the protrusion 40, and the sleeve 34 constitute a feedback mechanism that feeds back the current value (output value) of the relative angle in the swing actuator unit 20.
The sleeve 34 and the spool 35 constitute a detection mechanism that detects the difference between the target value (input value) and the current value (output value) of the relative angle, and a control mechanism that controls the output value according to the difference.

（３−１）平衡状態の一例
図３は、相対角度の目標値が一定の場合の起振力振幅制御装置１０の平衡状態の一例を示している。相対角度の目標値が一定の場合とは、入力信号圧力Ｐｃが時間的に変化しない場合である。 (3-1) Example of Equilibrium State FIG. 3 shows an example of the equilibrium state of the excitation force amplitude control device 10 when the target value of the relative angle is constant. The case where the target value of the relative angle is constant is a case where the input signal pressure Pc does not change with time.

スリーブ３４の複数の貫通路３４ａの境界角部とスプール３５の複数のランド部３５ａの境界角部は正確に向かい合い、複数の給油制御ポート１４、１５及び複数の排油制御ポート１６、１７が形成される。給油制御ポート１４は、油圧源ポートＰｓをＡポート用の負荷ポート１８へ連通させる又は閉鎖するポートである。給油制御ポート１５は、油圧源ポートＰｓをＢポート用の負荷ポート１９と連通させる又は閉鎖するポートである。排油制御ポート１６は、戻りポートＰｄをＡポート用の負荷ポート１８と連通させる又は閉鎖するポートである。排油制御ポート１７は、戻りポートＰｄをＢポート用の負荷ポート１９と連通させる又は閉鎖するポートである。   The boundary corners of the plurality of through-passages 34a of the sleeve 34 and the boundary corners of the plurality of land portions 35a of the spool 35 face each other accurately, and a plurality of oil supply control ports 14 and 15 and a plurality of oil discharge control ports 16 and 17 are formed. Is done. The oil supply control port 14 is a port that connects or closes the hydraulic pressure source port Ps to the load port 18 for the A port. The oil supply control port 15 is a port for communicating or closing the hydraulic pressure source port Ps with the load port 19 for the B port. The oil discharge control port 16 is a port that connects or closes the return port Pd with the load port 18 for the A port. The oil discharge control port 17 is a port that allows the return port Pd to communicate with or close to the load port 19 for the B port.

この平衡状態においては、複数の給油制御ポート１４、１５及び複数の排油制御ポート１６、１７の全てが閉じている。なお、スリーブ３４及びスプール３５の双方の、軸方向位置は、図示の位置に限らず、入力機構により決定されたスプール３５の軸方向位置となる。スプール３５の軸方向位置は、相対角度の目標値に対応する。斜板３９の回動位置も、図示の位置に限らず、相対角度の目標値に相当する回動位置である。   In this equilibrium state, all of the plurality of oil supply control ports 14 and 15 and the plurality of oil discharge control ports 16 and 17 are closed. The axial positions of both the sleeve 34 and the spool 35 are not limited to the illustrated positions, but are the axial positions of the spool 35 determined by the input mechanism. The axial position of the spool 35 corresponds to the target value of the relative angle. The rotation position of the swash plate 39 is not limited to the illustrated position, and is a rotation position corresponding to a target value of the relative angle.

この平衡状態では、全ての給油制御ポート１４、１５及び排油制御ポート１６、１７が閉じているため、揺動アクチュエータ部２０への給排油は行われない。従って、揺動アクチュエータ部２０の各室は密閉状態となり、ベーン２３もアクチュエータケーシング２１に対して相対的に回動できない。よって、この平衡状態では、両偏心重錘の相対角度が安定に維持される。   In this equilibrium state, since all the oil supply control ports 14 and 15 and the oil discharge control ports 16 and 17 are closed, the oil supply / discharge oil to the swing actuator unit 20 is not performed. Accordingly, the chambers of the oscillating actuator unit 20 are hermetically sealed, and the vane 23 cannot rotate relative to the actuator casing 21. Therefore, in this equilibrium state, the relative angle between the two eccentric weights is stably maintained.

（３−２）相対角度の移行過程の第１の例
図４（ａ）（ｂ）は、起振力振幅制御装置１０の相対角度の移行過程の一例における制御部の主要部を概略的かつ模式的に示した断面図である。ここでの相対角度の移行過程とは、相対角度の１つの目標値に相当する平衡状態（例えば図３の状態）から別の目標値に相当する平衡状態へ移行するまでの過渡状態である。 (3-2) First Example of Relative Angle Transition Process FIGS. 4A and 4B are schematic views of the main part of the control unit in an example of the relative angle transition process of the excitation force amplitude control device 10. It is sectional drawing shown typically. Here, the transition process of the relative angle is a transient state from the equilibrium state corresponding to one target value of the relative angle (for example, the state of FIG. 3) to the transition state corresponding to another target value.

図４（ａ）は移行中の状態を示す。例えば図３の平衡状態にある制御部３０に対し、外部の入力信号圧力操作器により入力信号圧力Ｐｃを現在値より小さい一定の圧力に降下させる。降下後の入力信号圧力Ｐｃは、相対角度の新たな目標値に対応する。これにより、圧力室３６の圧力が低下し、スプール３５が現在位置から後方に変位する。この変位は、圧力室３６の圧力と平衡バネ３８が均衡することで停止する。変位後のスプール３５の位置は、相対角度の新たな目標値に対応する。   FIG. 4A shows a state during the transition. For example, with respect to the control unit 30 in the equilibrium state of FIG. 3, the input signal pressure Pc is lowered to a constant pressure smaller than the current value by an external input signal pressure controller. The input signal pressure Pc after the drop corresponds to a new target value of the relative angle. As a result, the pressure in the pressure chamber 36 decreases, and the spool 35 is displaced rearward from the current position. This displacement stops when the pressure in the pressure chamber 36 and the balance spring 38 are balanced. The position of the spool 35 after the displacement corresponds to a new target value of the relative angle.

スプール３５の変位により、給油制御ポート１４及び排油制御ポート１７が開く。給油制御ポート１５及び排油制御ポート１６は閉状態のままである。（この場合を、制御ポート１４〜１７の「順方向開閉状態」とし、相対角度を増加させるものとする。）よって、油圧源ポートＰｓからの圧油は、給油制御ポート１４を通過してＡポート用の負荷ポート１８に供給される。同時に、Ｂポート用の負荷ポート１９からの排油は、排油制御ポート１７を通過して戻りポートＰｄに排出される。この結果、図２の揺動アクチュエータ部２０では、アクチュエータ軸２５がアクチュエータケーシング２１に対して、制御ポート１４〜１７の順方向開閉に応じた向きに、制御ポートの開度に応じた相対角速度（相対角度の変化速度の意味である）で回動する。その結果、回転機械の固定偏心重錘と可動偏心重錘の相対角度が変化する。   Due to the displacement of the spool 35, the oil supply control port 14 and the oil discharge control port 17 are opened. The oil supply control port 15 and the oil discharge control port 16 remain closed. (In this case, the control ports 14 to 17 are in the “forward opening / closing state”, and the relative angle is increased.) Accordingly, the pressure oil from the hydraulic power source port Ps passes through the oil supply control port 14 and becomes A. Supplied to the port load port 18. At the same time, the oil discharged from the load port 19 for the B port passes through the oil discharge control port 17 and is discharged to the return port Pd. As a result, in the oscillating actuator unit 20 of FIG. 2, the actuator shaft 25 is directed relative to the actuator casing 21 in a direction corresponding to the forward opening / closing of the control ports 14 to 17, and a relative angular velocity ( This means that the relative angle changes. As a result, the relative angle between the fixed eccentric weight and the movable eccentric weight of the rotating machine changes.

ここで、制御ポート１４、１７の開度は、スプール３５の変位のみで決定されるのではなく、フィードバック機構によるスリーブ３４の変位と併せて決定される。アクチュエータ軸２５が回動する（相対角度が変化する）と、図４（ｂ）に示すように斜板３９も同じ角度だけ回動する。これにより、斜板３９に対する突起４０の当接点が変化し、スリーブ３４が後方に変位する。スリーブ３４の変位の向きは、必ずスプール３５の変位の向きと同じになるように、斜板３９の傾斜の向きが設定されている。この結果、スプール３５が制御ポート１４、１７を開くように機能するのに対し、スリーブ３４は制御ポート１４、１７を閉じるように機能する。これにより、負のフィードバックが実現される。そして、スプール３５の位置とスリーブ３４の位置の差が制御ポー１４、１７の開度となる。制御ポート１４、１７の開度は、スプール３５とスリーブ３４の変位に伴い時間的に変化するが、開度が零でない限り、相対角度は変化し続ける。開度が大きいときは相対角速度が大きく、開度が小さいときは相対角速度が小さい。   Here, the opening degrees of the control ports 14 and 17 are determined not only by the displacement of the spool 35 but also by the displacement of the sleeve 34 by the feedback mechanism. When the actuator shaft 25 rotates (relative angle changes), the swash plate 39 also rotates by the same angle as shown in FIG. Thereby, the contact point of the protrusion 40 with respect to the swash plate 39 changes, and the sleeve 34 is displaced rearward. The inclination direction of the swash plate 39 is set so that the displacement direction of the sleeve 34 is always the same as the displacement direction of the spool 35. As a result, the spool 35 functions to open the control ports 14 and 17, while the sleeve 34 functions to close the control ports 14 and 17. Thereby, negative feedback is realized. The difference between the position of the spool 35 and the position of the sleeve 34 is the opening degree of the control ports 14 and 17. The opening degree of the control ports 14 and 17 changes with time according to the displacement of the spool 35 and the sleeve 34, but the relative angle continues to change unless the opening degree is zero. When the opening is large, the relative angular velocity is large, and when the opening is small, the relative angular velocity is small.

図４（ｂ）は移行後の状態を示す。スリーブ３４がスプール３５に追いつき、スプール３５の位置（目標値に対応した位置）に到達すると、給油制御ポート１４及び排油制御ポート１７は閉じる。これにより相対角度の変化が停止し、新たな相対角度すなわち目標値にて平衡状態となる。この移行過程による相対角度の変化量は、制御ポート１４、１７の開度の時間積分の量に比例する。   FIG. 4B shows the state after the transition. When the sleeve 34 catches up with the spool 35 and reaches the position of the spool 35 (position corresponding to the target value), the oil supply control port 14 and the oil discharge control port 17 are closed. As a result, the change in the relative angle is stopped, and an equilibrium state is reached at a new relative angle, that is, a target value. The amount of change in the relative angle due to this transition process is proportional to the amount of time integration of the opening degree of the control ports 14 and 17.

図示の関係上、図４（ａ）と図４（ｂ）にスプール３５とスリーブ３４の変位を段階的に示しているが、これらの変位は段階的ではなく連続的に生じる。つまりスプール３５の変位が完了してからスリーブ３４の変位が始まるのではなく、スプール３５が変位し始めるとスリーブ３４が追従して変位し始め、スプール３５が停止し、続いてスリーブ３４も停止する。これが、油圧サーボ機構の追従制御機能である。（以下の図５においても同様）。   4A and 4B show the displacement of the spool 35 and the sleeve 34 in stages, but these displacements occur continuously, not in stages. That is, the displacement of the sleeve 34 does not start after the displacement of the spool 35 is completed, but when the spool 35 starts to be displaced, the sleeve 34 starts to follow and displaces, the spool 35 stops, and then the sleeve 34 also stops. . This is the follow-up control function of the hydraulic servo mechanism. (The same applies to FIG. 5 below).

（３−３）相対角度の移行過程の第２の例
図５（ａ）（ｂ）は、起振力振幅制御装置１０の相対角度の移行過程の別の例における制御部の主要部を概略的かつ模式的に示した断面図である。 (3-3) Second Example of Relative Angle Transition Process FIGS. 5A and 5B are schematic views of the main part of the control unit in another example of the relative angle transition process of the excitation force amplitude control device 10. FIG. 3 is a cross-sectional view schematically and schematically.

図５（ａ）は移行中の状態を示す。図４（ａ）とは逆に、外部の入力信号圧力操作器により入力信号圧力Ｐｃを現在値より高い一定の値に上昇させる。上昇後の入力信号圧力Ｐｃは、相対角度の新たな目標値に対応する。これにより、スプール３５が現在位置から前方に変位する。このスプール３５の変位により、給油制御ポート１５及び排油制御ポート１６が開く。給油制御ポート１４及び排油制御ポート１７は閉状態のままである。（この場合を、制御ポート１４〜１７の「逆方向開閉状態」とし、相対角度を減少させるものとする。）この結果、アクチュエータ軸２５がアクチュエータケーシング２１に対して、制御ポート１４〜１７の逆方向開閉に応じた向きに、制御ポート開度に応じた相対角速度で回動する。その結果、回転機械の固定偏心重錘と可動偏心重錘の相対角度が変化する。この変化は図４の例とは逆向きである。   FIG. 5A shows a state during the transition. Contrary to FIG. 4A, the input signal pressure Pc is increased to a constant value higher than the current value by an external input signal pressure controller. The input signal pressure Pc after the increase corresponds to a new target value of the relative angle. As a result, the spool 35 is displaced forward from the current position. Due to the displacement of the spool 35, the oil supply control port 15 and the oil discharge control port 16 are opened. The oil supply control port 14 and the oil discharge control port 17 remain closed. (In this case, the control ports 14 to 17 are in the “reverse opening / closing state” and the relative angle is reduced.) As a result, the actuator shaft 25 is opposite to the control ports 14 to 17 with respect to the actuator casing 21. It rotates in a direction according to the direction opening and closing at a relative angular velocity according to the control port opening. As a result, the relative angle between the fixed eccentric weight and the movable eccentric weight of the rotating machine changes. This change is opposite to the example of FIG.

この場合もフィードバック機構により、図５（ｂ）に示すように、アクチュエータ軸２５の回動とともに斜板３９も同じ角度だけ回動し、斜板３９に対する突起４０の当接点が変化し、スリーブ３４が前方に変位する。スプール３５の位置とスリーブ３４の位置の差が制御ポート１５、１６の開度となる。スリーブ３４がスプール３５の位置に到達すると、給油制御ポート１５及び排油制御ポート１６は閉じる。こうして、全ての制御ポート１４〜１７が閉状態となり、平衡状態となる。こうして、相対角度は目標値に到達し維持される。   Also in this case, as shown in FIG. 5B, the swash plate 39 is also rotated by the same angle as the actuator shaft 25 is rotated by the feedback mechanism, and the contact point of the projection 40 with respect to the swash plate 39 is changed. Is displaced forward. The difference between the position of the spool 35 and the position of the sleeve 34 is the opening degree of the control ports 15 and 16. When the sleeve 34 reaches the position of the spool 35, the oil supply control port 15 and the oil discharge control port 16 are closed. In this way, all the control ports 14 to 17 are in a closed state and are in an equilibrium state. Thus, the relative angle reaches the target value and is maintained.

（３−４）回復動作の一例
図６は、平衡状態における相対角度の回復動作を説明する図である。この回復動作も、上述したフィードバック機構により実現される。制御部３０による平衡状態の安定性は高いが、極めて大きな外乱（振動や共振等の影響）により相対角度が平衡状態からずれてしまう場合があり得る。このような外乱は、瞬間的ないしは短時間だけ生じるものがほとんどである。 (3-4) Example of Recovery Operation FIG. 6 is a diagram for explaining the relative angle recovery operation in an equilibrium state. This recovery operation is also realized by the feedback mechanism described above. The stability of the equilibrium state by the control unit 30 is high, but the relative angle may deviate from the equilibrium state due to extremely large disturbances (effects of vibration, resonance, etc.). Most of such disturbances occur only momentarily or for a short time.

例えば、制御部３０が平衡状態にあるとき、外乱によるアクチュエータ軸２５の回動が生じたとする。つまり、外乱による相対角度の変動が生じたとする。アクチュエータ軸２５が回動すると、それに伴って斜板３９が回動する。それによりスリーブ３４が白矢印の方向（変動方向）に変位する。この外乱に起因するスリーブ３４の変位に対応した開度で、給油制御ポート１５及び排油制御ポート１６が開く。このときの油の流れは、図５（ａ）に示した状態と同じである。この結果、図５（ｂ）と同様にスリーブ３４は黒矢印の方向（回復方向）に移動し続ける。こうして、変動前と同じ相対角度に到達して平衡状態に戻る。フィードバック機構は、平衡状態からの変動に対して速やかに元の状態を回復するように機能する。図示しないが、スリーブ３４の変位方向が逆の場合も、全く同様にフィードバック機構による回復動作が行われる。   For example, it is assumed that when the control unit 30 is in an equilibrium state, the actuator shaft 25 is rotated due to a disturbance. That is, it is assumed that the relative angle varies due to disturbance. When the actuator shaft 25 rotates, the swash plate 39 rotates accordingly. As a result, the sleeve 34 is displaced in the direction of the white arrow (the fluctuation direction). The oil supply control port 15 and the oil discharge control port 16 are opened at an opening corresponding to the displacement of the sleeve 34 caused by this disturbance. The oil flow at this time is the same as the state shown in FIG. As a result, as in FIG. 5B, the sleeve 34 continues to move in the direction of the black arrow (the recovery direction). Thus, the same relative angle as before the fluctuation is reached and the equilibrium state is restored. The feedback mechanism functions to quickly restore the original state with respect to fluctuations from the equilibrium state. Although not shown, when the displacement direction of the sleeve 34 is reversed, the recovery operation by the feedback mechanism is performed in exactly the same manner.

図６の例は、全ての制御ポートが閉じている状態で外乱の影響を受けた場合であるが、制御装置の本来の機能により制御ポートが所定の開度で開いている間に外乱の影響を受けた場合にも同様に回復動作が行われる。この場合、制御ポートの所定の開度は、外乱による変化量だけ変化する。この外乱による開度の変化量の分に相当する給排油により、制御ポートは所定の開度を回復することができる。   The example of FIG. 6 is a case where all the control ports are closed and affected by the disturbance, but the influence of the disturbances while the control port is opened at a predetermined opening due to the original function of the control device. Similarly, the recovery operation is performed in the case of receiving. In this case, the predetermined opening degree of the control port changes by an amount of change due to disturbance. The control port can recover the predetermined opening by supplying and discharging oil corresponding to the amount of change in the opening due to the disturbance.

（３−５）時間的に変化する目標値による動作
上記の例では、制御部３０に入力される相対角度の目標値が一定値（時間的に変化しない）の場合について説明したが、相対角度の目標値が時間的に変化する場合について説明する。
わかりやすい例として、相対角度の目標値が、一定の傾きで増大するランプ入力の場合を説明する。なお、動作は異なるが、説明の便宜上、図５（ａ）を参照する。 (3-5) Operation with Target Value Changing with Time In the above example, the case where the target value of the relative angle input to the control unit 30 is a constant value (not changing with time) has been described. A case will be described in which the target value changes with time.
As an easy-to-understand example, the case of ramp input in which the target value of the relative angle increases with a constant inclination will be described. Although the operation is different, FIG. 5A is referred to for convenience of explanation.

＜移行中＞
入力信号圧力Ｐｃが一定の傾きで上昇し始めると、スプール３５は同時に同じ速度で前方に変位し始め、制御ポート１５、１６が開き始める（図５（ａ）参照）。負荷ポート１８、１９により揺動アクチュエータ部２０に給排油が行われて相対角度が変化し始め、フィードバック機構を介してスリーブ３４も前方に移動し始める。 <Migrating>
When the input signal pressure Pc starts to rise at a constant slope, the spool 35 starts to be displaced forward at the same speed at the same time, and the control ports 15 and 16 start to open (see FIG. 5A). The load ports 18 and 19 supply and discharge oil to the oscillating actuator unit 20 and the relative angle begins to change, and the sleeve 34 also begins to move forward via the feedback mechanism.

＜移行後＞
続いて、スリーブ３４もスプール３５の変位速度と同じ変位速度に到達する。このとき、スプール３５の位置とスリーブ３４の位置は相対的に変化せず、スプール３５の位置とスリーブ３４の位置の差は一定に維持される。すなわち、制御ポート１５、１６の開度が一定に維持される（図５（ｂ）と異なり最終的に制御ポート１５、１６が閉じない）。この結果、揺動アクチュエータ部２０の相対角度は、一定の速度で減少し続ける。これにより、両偏心重錘の偏心モーメントは一定の速度で増大し続けることになる。広い意味で、この状態も「平衡状態」と称することとする。 <After migration>
Subsequently, the sleeve 34 also reaches the same displacement speed as the displacement speed of the spool 35. At this time, the position of the spool 35 and the position of the sleeve 34 do not change relatively, and the difference between the position of the spool 35 and the position of the sleeve 34 is kept constant. That is, the opening degree of the control ports 15 and 16 is maintained constant (unlike FIG. 5B, the control ports 15 and 16 are not finally closed). As a result, the relative angle of the oscillating actuator unit 20 continues to decrease at a constant speed. As a result, the eccentric moments of both eccentric weights continue to increase at a constant speed. In a broad sense, this state is also referred to as an “equilibrium state”.

なお、入力信号圧力Ｐｃが一定の傾きで減少するランプ入力についても、同様である。さらに、入力信号圧力Ｐｃの時間的変化が、一定の傾き以外の所定の変化を行う場合であっても、原理的には同じである。平衡状態に達した後は、制御ポートの開度が所定の変化を行うこととなり、その結果、相対角度も所定の変化を行うこととなる。   The same applies to the ramp input in which the input signal pressure Pc decreases at a constant slope. Furthermore, even if the temporal change in the input signal pressure Pc is a predetermined change other than a certain slope, the same is true in principle. After reaching the equilibrium state, the opening degree of the control port undergoes a predetermined change, and as a result, the relative angle also undergoes a predetermined change.

（４）相対角度の目標値と現在値の関係
図７は、入力される相対角度の目標値と相対角度の現在値との関係を模式的に示した図である。
実線は、相対角度の目標値θｔであり、点線は、相対角度の現在値θａである。図７では、制御の一例として、相対角度の目標値θｔを一定値で入力する期間と、一定の傾き（増加又は減少）で入力する期間を、適宜設けている。また、相対角度の目標値θｔのパターンが変化したとき、相対角度の現在値θａが目標値θｔに完全に追従するまでの移行期間を「移行中」として示している。相対角度の現在値θａが目標値θｔに完全に追従した状態（一定値の場合と等速変化の場合がある）の期間を「平衡状態」として示している。 (4) Relationship between Target Value and Current Value of Relative Angle FIG. 7 is a diagram schematically showing the relationship between the input target value of relative angle and the current value of relative angle.
The solid line is the target value θt of the relative angle, and the dotted line is the current value θa of the relative angle. In FIG. 7, as an example of control, a period for inputting the target value θt of the relative angle as a constant value and a period for inputting the target value with a constant inclination (increase or decrease) are provided as appropriate. Further, the transition period until the current value θa of the relative angle completely follows the target value θt when the pattern of the target value θt of the relative angle changes is indicated as “being shifted”. A period in which the current value θa of the relative angle completely follows the target value θt (a constant value and a constant speed change) is indicated as an “equilibrium state”.

目標値θｔが一定値の場合の平衡状態では、目標値θｔと現在値θａは一致する（図７ではわかりやすいように実線と点線を若干ずらして示しているが実際は重なる）。目標値θｔが時間的に変化する場合の平衡状態では、目標値θｔから遅れて現在値θａが追随し同じように時間的に変化する。   In an equilibrium state in which the target value θt is a constant value, the target value θt and the current value θa match (in FIG. 7, the solid line and the dotted line are slightly shifted for easy understanding, but actually overlap). In an equilibrium state in which the target value θt changes with time, the current value θa follows the target value θt and changes with time similarly.

（５）起振力振幅制御装置と偏心モーメント（起振力振幅）との関係
図８は、本発明の起振力振幅制御装置１０の揺動アクチュエータ部２０の横断面（ａ１）（ｂ１）（ｃ１）と、それぞれに対応する回転機械の概略的な横断面（ａ２）（ｂ２）（ｃ２）を示した図である。 (5) Relationship Between Excitation Force Amplitude Control Device and Eccentric Moment (Excitation Force Amplitude) FIG. 8 is a cross-sectional view (a1) (b1) of the swing actuator portion 20 of the excitation force amplitude control device 10 of the present invention. It is the figure which showed (c1) and the rough cross section (a2) (b2) (c2) of the rotary machine corresponding to each.

図８（ａ１）では、ベーン２３が可逆回動動作範囲の一端位置にある。このとき（ａ２）に示すように回転機械の総合偏心モーメントは最大となる。回転機械の起振力振幅は、総合偏心モーメントに比例する。このときの相対角度θを零とする。
図８（ｂ１）では、ベーン２３は可逆回動動作範囲の中間位置にある。中間位置は、任意の相対角度θとすることができる。このとき（ｂ２）に示すように回転機械の総合偏心モーメントは中間値となる。
図８（ｃ１）では、ベーン２３が可逆回動動作範囲の他端位置にある。このとき（ｃ２）に示すように回転機械の総合偏心モーメントは最小（零）となる。このときの相対角度θは最大である。 In FIG. 8A1, the vane 23 is at one end position of the reversible rotation operation range. At this time, as shown in (a2), the total eccentric moment of the rotating machine is maximized. The vibration force amplitude of the rotating machine is proportional to the total eccentric moment. The relative angle θ at this time is set to zero.
In FIG. 8 (b1), the vane 23 is at an intermediate position in the reversible rotation operation range. The intermediate position can be an arbitrary relative angle θ. At this time, as shown in (b2), the total eccentric moment of the rotating machine becomes an intermediate value.
In FIG. 8C1, the vane 23 is at the other end position of the reversible rotation operation range. At this time, as shown in (c2), the total eccentric moment of the rotating machine becomes the minimum (zero). The relative angle θ at this time is the maximum.

可逆回動動作範囲すなわち両偏心重錘の相対角度θの可変範囲は、目標値の設定範囲によって０〜４５°、０〜９０°、０〜１８０°等、任意の範囲を設定できる。   The reversible rotation operation range, that is, the variable range of the relative angle θ of both eccentric weights can be set to an arbitrary range such as 0 to 45 °, 0 to 90 °, 0 to 180 °, etc. depending on the target value setting range.

（６）斜板の最適使用範囲
図９（ａ）（ｂ）は、斜板３９と突起４０の当接点の関係を示した図である。図９（ａ）は、横軸が、斜板３９の回動角度β（両偏心重錘の相対角度に対応）を示し、縦軸は、斜板３９の回動角度βに対する突起４０の当接点のスリーブ軸方向変位ｙを示す。スリーブ軸方向変位ｙは、y＝Rsinβtanαで表わされる。
図９（ｂ）は、斜板３９の平面図と側面図を示す。 (6) Optimum Use Range of Swash Plate FIGS. 9A and 9B are diagrams showing the relationship between the contact points of the swash plate 39 and the protrusions 40. FIG. In FIG. 9A, the horizontal axis indicates the rotation angle β of the swash plate 39 (corresponding to the relative angle of both eccentric weights), and the vertical axis indicates the contact of the projection 40 with respect to the rotation angle β of the swash plate 39. The sleeve axial displacement y of the contact is shown. The sleeve axial displacement y is expressed as y = Rsin β tan α.
FIG. 9B shows a plan view and a side view of the swash plate 39.

相対角度と当接点の変位ｙの倍率は、相対角度のフィードバック作用の倍率であり、当接点半径Ｒと板角度αで調節できる。この倍率の調節は装置の設計段階で相対角度の応答時間の調整を可能にする。斜板３９の傾斜面上の使用角度範囲は、sin曲線の極小点と極大点の近傍を避け、線形に近い変化となる範囲を選択することが好ましい。極小点よりマイナス側および極大点よりプラス側はsin曲線の傾きがマイナスになりフィードバック作用が逆になるため使用できない。このような範囲とすることで、適切なフィードバック制御が可能となる。図９（ｂ）に示す斜板３９と突起４０の当接点（黒点で例示）は、斜板３９の周縁に沿って移動する。使用角度範囲内の任意の中間位置で図３の平衡状態が得られるように取付けを設定する。   The magnification of the relative angle and the displacement y of the contact point is a magnification of the feedback action of the relative angle, and can be adjusted by the contact point radius R and the plate angle α. This adjustment of the magnification makes it possible to adjust the response time of the relative angle in the device design stage. For the use angle range on the inclined surface of the swash plate 39, it is preferable to select a range that changes near linearity, avoiding the vicinity of the minimum and maximum points of the sin curve. On the minus side from the minimum point and on the plus side from the maximum point, the slope of the sine curve becomes negative and the feedback action is reversed. By setting this range, appropriate feedback control is possible. A contact point (illustrated by a black dot) between the swash plate 39 and the protrusion 40 shown in FIG. 9B moves along the periphery of the swash plate 39. The mounting is set so that the equilibrium state shown in FIG. 3 can be obtained at any intermediate position within the operating angle range.

（７）起振力振幅制御装置の別の構成（回転形四方案内弁方式）
図１０〜図１５を参照して、上述した直動形四方案内弁に替えて回転形四方案内弁を起振力振幅制御装置の制御部に用いた構成の一例を示す。図１０〜図１５では、上述した直動形四方案内弁に対応する構成要素については同じ符号を用いている。 (7) Another configuration of the excitation force amplitude control device (rotating four-way guide valve system)
With reference to FIGS. 10 to 15, an example of a configuration in which a rotary four-way guide valve is used in the control unit of the vibration force amplitude control device instead of the direct acting four-way guide valve described above will be shown. 10-15, the same code | symbol is used about the component corresponding to the direct-acting type four-way guide valve mentioned above.

図１０は、回転形四方案内弁を用いた起振力振幅制御装置１０Ａにおける、軸を含む断面を概略的に示した図である。図１１は、回転形四方案内弁による制御部の動作原理を説明した図である。なお、図１１では、説明の便宜上、実際は軸方向に離間している構成要素を同じ断面内に示している。図１２〜図１５は、それぞれ図１０のＷ断面、Ｘ断面、Ｙ断面、Ｚ断面を概略的に示した図である。   FIG. 10 is a diagram schematically showing a cross section including the shaft in the vibration force amplitude control apparatus 10A using a rotating four-way guide valve. FIG. 11 is a diagram illustrating the operation principle of the control unit using the rotary four-way guide valve. In FIG. 11, for convenience of explanation, components that are actually separated in the axial direction are shown in the same cross section. 12 to 15 are diagrams schematically showing the W cross section, the X cross section, the Y cross section, and the Z cross section of FIG. 10, respectively.

略円筒状のマニホールド３３は、アクチュエータケーシング２１と一体に回転する。マニホールド３３の内側に略円筒状のスリーブ３４が固定されている。よって、スリーブ３４は、アクチュエータケーシング２１と一体に回転することとなる。図１１に示すように、スリーブ３４には、径方向に貫通する複数の貫通孔３４ａが、周方向に適宜の角度毎に設けられている。各貫通孔３４ａは、軸方向に適宜離間した位置に設けられている。これらの貫通孔３４ａは、油圧源ポートＰｓ、戻りポートＰｄ、負荷ポート１８、１９のいずれかと連通している。   The substantially cylindrical manifold 33 rotates integrally with the actuator casing 21. A substantially cylindrical sleeve 34 is fixed inside the manifold 33. Therefore, the sleeve 34 rotates integrally with the actuator casing 21. As shown in FIG. 11, the sleeve 34 is provided with a plurality of through holes 34 a penetrating in the radial direction at appropriate angles in the circumferential direction. Each through hole 34a is provided at a position appropriately separated in the axial direction. These through holes 34 a communicate with any one of the hydraulic pressure source port Ps, the return port Pd, and the load ports 18 and 19.

スリーブ３４の内側には略円筒状のスプール３５が嵌挿されている。スリーブ３４とスプール３５は、それぞれ中心軸周りで回動可能であり、互いに摺動する。図１１に示すように、スプール３５は、周方向において適宜の角度毎に径方向に突出する複数のランド部３５ａが設けられている。各ランド部３５ａは、軸方向に延在し、スリーブ３４の貫通孔のうち油圧源ポートＰｓ又は戻りポートＰｄに連通する貫通孔と対向している。また、周方向において隣り合うランド部３５ａ間の各間隙に対して、スリーブ３４の貫通孔のうち負荷ポート１８又は１９に連通する貫通孔が開口している。   A substantially cylindrical spool 35 is fitted inside the sleeve 34. The sleeve 34 and the spool 35 are rotatable around the central axis, and slide relative to each other. As shown in FIG. 11, the spool 35 is provided with a plurality of land portions 35a protruding in the radial direction at every appropriate angle in the circumferential direction. Each land portion 35a extends in the axial direction and faces a through hole that communicates with the hydraulic power source port Ps or the return port Pd among the through holes of the sleeve 34. A through hole communicating with the load port 18 or 19 among the through holes of the sleeve 34 is opened to each gap between the land portions 35a adjacent in the circumferential direction.

図示の例では、半径方向の油圧バランスのために、油圧源ポートＰｓ、戻りポートＰｄ、負荷ポート１８、１９を２個ずつ設けているが、機能的には１個でも足りる。補助負荷ポート１８ａは、２個の負荷ポート１８を連通させている。補助負荷ポート１９ａは、２個の負荷ポート１９を連通させている。   In the example shown in the figure, two hydraulic power source ports Ps, two return ports Pd, and two load ports 18 and 19 are provided to balance the hydraulic pressure in the radial direction. The auxiliary load port 18a allows the two load ports 18 to communicate with each other. The auxiliary load port 19a communicates the two load ports 19.

スプール３５の内側には、スプラインナット６１が固定されている。スプラインナット６１は、スプール３５とともに回転するが、軸方向には動かない。スプラインナット６１の内側には、スプライン軸６２が螺合している。スプライン軸６２の前端部分には、直動スプライン（オス）６２ａが形成されている。直動スプライン（オス）６２ａは、アクチュエータ軸２５の端部に設けられたスプライン（メス）６３に組み込まれている。これにより、直動スプライン（オス）６２ａ、スプライン軸６２、スプラインナット６１及びスプール３５が、アクチュエータ軸２５と一体に回転することとなる。   A spline nut 61 is fixed inside the spool 35. The spline nut 61 rotates with the spool 35 but does not move in the axial direction. A spline shaft 62 is screwed into the inside of the spline nut 61. A linear motion spline (male) 62 a is formed at the front end portion of the spline shaft 62. The linear motion spline (male) 62 a is incorporated in a spline (female) 63 provided at the end of the actuator shaft 25. Accordingly, the linear motion spline (male) 62a, the spline shaft 62, the spline nut 61, and the spool 35 rotate integrally with the actuator shaft 25.

図１１に示すように、スリーブ３４の複数の貫通路３４ａの境界角部とスプール３５の複数のランド部３５ａの境界角部は正確に向かい合い、給油制御ポート１４、１５及び排油制御ポート１６、１７を形成している。図１１では、全ての制御ポートが閉じた状態となっているが、スリーブ３４とスプール３５の相対的な回動が生じると、制御ポート１４〜１７が、順方向開閉又は逆方向開閉を行い、揺動アクチュエータ部のＡポート２６及びＢポート２７に対して給油又は排油を行う。これは、上述した直動形四方案内弁と同様である。   As shown in FIG. 11, the boundary corners of the plurality of through passages 34 a of the sleeve 34 and the boundary corners of the plurality of land portions 35 a of the spool 35 face each other accurately, and the oil supply control ports 14, 15 and the oil discharge control port 16, 17 is formed. In FIG. 11, all the control ports are in a closed state, but when the sleeve 34 and the spool 35 are relatively rotated, the control ports 14 to 17 perform forward opening and closing or reverse opening and closing. Oil is supplied to or discharged from the A port 26 and B port 27 of the swing actuator unit. This is the same as the direct acting four-way guide valve described above.

直動形四方案内弁と異なる点は、フィードバック機構である。直動形四方案内弁では、揺動アクチュエータ部の相対角度の現在値を、アクチュエータ軸２５から斜板及びスリーブ突起の変換機構を介してスリーブ３４に伝達する必要があったが、回転形四方案内弁では、揺動アクチュエータ部２０の相対角度の現在値が、アクチュエータケーシング２１からスリーブ３４に直接的に伝達されるので、変換機構が不要である。   A difference from the direct acting four-way guide valve is a feedback mechanism. In the direct acting four-way guide valve, it is necessary to transmit the current value of the relative angle of the oscillating actuator portion from the actuator shaft 25 to the sleeve 34 via the conversion mechanism of the swash plate and the sleeve protrusion. In the valve, the current value of the relative angle of the oscillating actuator unit 20 is directly transmitted from the actuator casing 21 to the sleeve 34, so that no conversion mechanism is required.

回転形四方案内弁の動作は、次のようになる。
相対角度の目標値に対応する入力信号圧力Ｐｃを外部から操作することにより、圧力室３６の圧力が変化し、スプライン軸６２及び直動スプライン（オス）６２ａの軸方向の平衡が崩れて軸方向に変位する。このとき、直動スプライン（オス）６２ａと（メス）６３の拘束によりスプライン軸６２は回動することなく、スプラインナット６１がスプール３５とともに回動することとなる。すなわち外部から入力信号圧力Ｐｃを操作することにより、スプール３５を、相対角度の目標値に対応する角度位置に変位させる。 The operation of the rotary four-way guide valve is as follows.
By manipulating the input signal pressure Pc corresponding to the target value of the relative angle from the outside, the pressure in the pressure chamber 36 changes, and the axial balance of the spline shaft 62 and the linear motion spline (male) 62a is lost. It is displaced to. At this time, the spline nut 61 rotates together with the spool 35 without rotating the spline shaft 62 due to the restraint of the linear motion splines (male) 62 a and (female) 63. That is, by operating the input signal pressure Pc from the outside, the spool 35 is displaced to an angular position corresponding to the target value of the relative angle.

このスプール３５の角度変位（目標値の変位）は、直動スプライン軸６２の作用により、高速回転しているアクチュエータ軸２５を基準とした角度変位である。従って、揺動アクチュエータ部２０の相対角度の現在値のフィードバックは、アクチュエータ軸２５を基準としたアクチュエータケーシング２１の相対角度を用いなければならない。回転形四方案内弁では、アクチュエータケーシング２１とスリーブ３４が一体であるので、アクチュエータケーシング２１の角度位置は、直接的にスリーブ３４に伝達される。そして、スプール３５の角度位置とスリーブ３４の角度位置の差に対応した開度で、所定の制御ポート１４、１７又は１５、１６が開かれる。これが、相対角度の目標値と現在値の差を検出する検出機構である。開かれた制御ポート１４、１７又は１５、１６からアクチュエータのＡポート２６、Ｂポート２７に対する給油又は排油が行われ、相対角度の現在値が目標値に追従する。これにより、油圧サーボ機構が実現される。   The angular displacement (displacement of the target value) of the spool 35 is an angular displacement with reference to the actuator shaft 25 rotating at a high speed by the action of the linear motion spline shaft 62. Therefore, the feedback of the current value of the relative angle of the oscillating actuator unit 20 must use the relative angle of the actuator casing 21 with respect to the actuator shaft 25. In the rotary four-way guide valve, since the actuator casing 21 and the sleeve 34 are integrated, the angular position of the actuator casing 21 is directly transmitted to the sleeve 34. The predetermined control ports 14, 17 or 15, 16 are opened at an opening corresponding to the difference between the angular position of the spool 35 and the angular position of the sleeve 34. This is a detection mechanism that detects the difference between the target value of the relative angle and the current value. Oil supply or oil discharge to the A port 26 and B port 27 of the actuator is performed from the opened control ports 14, 17 or 15, 16 and the current value of the relative angle follows the target value. Thereby, a hydraulic servo mechanism is realized.

（８）杭の施工方法
以上に述べた起振力振幅制御装置１０を取り付けた回転機械５０を用いて杭の打ち込み又は引き抜きを行う施工方法の一例は、次の通りである。
地盤に対して杭の打込み又は引抜きを行う工程中、回転機械５０を回転させた状態にて、既知の土質情報等に基づいて演算装置により両偏心重錘５１、５２の相対角度の目標値を算出する。当該深度の目標値に応じて起振力振幅制御装置１０により両偏心重錘５１、５２の相対角度を変更し、杭の打ち込み又は引き抜きを行う。回転機械５０を停止することなく両偏心重錘５１、５２の相対角度を変更できるので、連続的に杭の打ち込み又は引き抜きを行うことができる。よって、機器の停止により余分な燃料や時間を費やすことなく、地盤に最適な起振力振幅で施工を行うことができる。さらに、本装置では相対角度を時間可変目標値に追従させることも可能である。 (8) Pile construction method An example of a construction method in which a pile is driven or pulled out using the rotary machine 50 to which the vibration force amplitude control device 10 described above is attached is as follows.
During the process of driving or extracting the pile from the ground, with the rotary machine 50 rotated, the target value of the relative angle between the eccentric weights 51 and 52 is calculated by the arithmetic unit based on the known soil information. calculate. The relative angle of the eccentric weights 51 and 52 is changed by the vibration force amplitude control device 10 according to the target value of the depth, and the pile is driven or pulled out. Since the relative angles of the eccentric weights 51 and 52 can be changed without stopping the rotating machine 50, the piles can be driven or pulled out continuously. Therefore, the construction can be performed with the optimal vibration amplitude in the ground without spending extra fuel and time due to the stoppage of the equipment. Further, in this apparatus, the relative angle can be made to follow the time variable target value.

（９）補足
以上述べた直動形、回転形の四方案内弁による具体的構成は、本発明の原理を適用した制御装置の一例である。本発明の原理に沿った具体的構成は、これら以外であっても実施可能である。当業者に自明の変形構成も本発明の範囲に含まれるものとする。
例えば、入力機構は、相対角度の目標値に対応してスプールを変位させる機構であれば、油圧式でも電気式でもよい。スプールは、相対角度の目標値に対応する位置に変位する第１変位部材であればよい。スリーブは、揺動アクチュエータ部における相対角度の現在値に対応する位置に変位しかつ第１変位部材に追従変位する第２変位部材であればよい。
また、上述した例では、これらの第１及び第２の変位部材、並びに、フィードバック機構及び第１変位部材と第２変位部材の位置の差の検出機構は機械式であるが、電気式又は光学式でも実現できる。
さらに、相対角度の目標値及び現在値が、機械的要素以外の変量に置き換えられ、これらの変量をコンピュータ処理することにより、揺動アクチュエータを駆動制御してもよい。 (9) Supplement The specific configuration using the direct acting and rotating four-way guide valves described above is an example of a control device to which the principle of the present invention is applied. A specific configuration in accordance with the principle of the present invention can be implemented even if other than these. Modifications obvious to those skilled in the art are also included in the scope of the present invention.
For example, the input mechanism may be hydraulic or electric as long as it is a mechanism that displaces the spool in accordance with the target value of the relative angle. The spool may be a first displacement member that is displaced to a position corresponding to the target value of the relative angle. The sleeve may be a second displacement member that is displaced to a position corresponding to the current value of the relative angle in the oscillating actuator portion and is displaced following the first displacement member.
In the above-described example, the first and second displacement members, and the feedback mechanism and the mechanism for detecting the difference in position between the first displacement member and the second displacement member are mechanical, but they are electric or optical. It can also be realized by a formula.
Furthermore, the target value and the current value of the relative angle may be replaced with variables other than mechanical elements, and the oscillation actuator may be driven and controlled by computer processing these variables.

１０、１０Ａ 起振力振幅制御装置
１４ （Ａポート用）給油制御ポート
１６ （Ａポート用）排油制御ポート
１５ （Ｂポート用）給油制御ポート
１７ （Ｂポート用）排油制御ポート
１８ （Ａポート用）負荷ポート
１９ （Ｂポート用）負荷ポート
２０ 揺動アクチュエータ部
２１ アクチュエータケーシング
２２ シュー
２３ ベーン
２５ アクチュエータ軸
２６ Ａポート
２７ Ｂポート
３０ 制御部
３１ 制御部ケーシング
３２ 油路ロータ
３３ マニホールド
３４ スリーブ
３４ａ 貫通路
３５ スプール
３５ａ ランド部
３６ 圧力室
３８ 平衡バネ
３９ 斜板
４０ スリーブ突起
４１ スプライン軸
４２ スプール平衡バネ
４３ スリーブバネ
４４、４５ ベアリング
５０ 回転機械
５１ 固定偏心重錘
５２ 可動偏心重錘
５３ ギア
５４ 駆動軸
５５ 従動軸
５６ 駆動プーリ
５９ 従動軸ベアリング
６０ 回転機械ケーシング
６１ スプラインナット
６２ スプライン軸
６２ａ 直動スプライン（オス）
６３ スプライン（メス）
Ｐｓ 油圧源ポート
Ｐｄ 戻りポート
Ｐｃ 入力信号圧力ポート 10, 10A Excitation force amplitude control device 14 (for port A) Oil supply control port 16 (for port A) Oil discharge control port 15 (for port B) Oil supply control port 17 (for port B) Oil discharge control port 18 (A Port) Load port 19 (B port) Load port 20 Oscillating actuator part 21 Actuator casing 22 Shoe 23 Vane 25 Actuator shaft 26 A port 27 B port 30 Control part 31 Control part casing 32 Oil passage rotor 33 Manifold 34 Sleeve 34a Through passage 35 Spool 35a Land portion 36 Pressure chamber 38 Balance spring 39 Swash plate 40 Sleeve projection 41 Spline shaft 42 Spool balance spring 43 Sleeve spring 44, 45 Bearing 50 Rotating machine 51 Fixed eccentric weight 52 Movable eccentric weight 53 Gear 54 Drive Axis 55 Driven shaft 56 Drive pulley 59 Driven shaft bearing 60 Rotary machine casing 61 Spline nut 62 Spline shaft 62a Direct acting spline (male)
63 Spline (female)
Ps Hydraulic pressure source port Pd Return port Pc Input signal pressure port

Claims (8)

回転軸（55）に固定された固定偏心重錘（51）と前記回転軸（55）に回動自在に装着された可動偏心重錘（52）とが同期回転を行うことにより前記固定偏心重錘（51）と前記可動偏心重錘（52）の相対角度に応じた起振力振幅を発生する回転機械（50）に取り付けられ、前記起振力振幅を決定するべく前記相対角度を制御するための制御装置（10）であって、揺動アクチュエータ部（20）と、制御部（30）と、を備え、
（ａ）前記揺動アクチュエータ部（20）は、
（ａ１）前記固定偏心重錘（51）と一体的に回転するアクチュエータ軸（25）と、
（ａ２）前記可動偏心重錘（52）と一体的に回転するアクチュエータケーシング（21）と、
（ａ３）前記アクチュエータ軸（25）と前記アクチュエータケーシング（21）の相対角度を変化させるべく一方が給油を行い他方が排油を行う第１ポート（26）及び第２ポート（27）と、を有し、
（ｂ）前記制御部（30）は、
（ｂ１）前記相対角度の目標値に対応する入力信号圧力（Pc）が入力される入力機構（36）と、
（ｂ２）所定の方向に変位可能な第１変位部材（35）であって、前記入力信号圧力（Pc）に応じて、該第１変位部材（35）の変位範囲内における前記相対角度の目標値に対応する位置に変位する、該第１変位部材（35）と、
（ｂ３）前記第１変位部材（35）と同じ方向に変位可能な第２変位部材（34）であって、前記揺動アクチュエータ部（20）における前記相対角度の現在値をフィードバックされて、該第２変位部材（34）の変位範囲内における前記相対角度の現在値に対応する位置に変位する、該第２変位部材（34）と、
（ｂ４）前記第１変位部材（35）の位置と前記第２変位部材（34）の位置の差に対応した開度にて開かれ、前記揺動アクチュエータ部（20）の前記第１ポート（26）及び前記第２ポート（27）に対する給油又は排油を行う複数の制御ポート（14,17)(15,16）と、を有し、
（ｂ５）前記相対角度の目標値と現在値が一致しているとき、前記第１変位部材（35）の位置と前記第２変位部材（34）の位置の差が零であることにより前記複数の制御ポート（14,17)(15,16）が全て閉じられて前記相対角度が目標値に維持され、
（ｂ６）前記相対角度の目標値と現在値が一致していないとき、前記第１変位部材（35）の位置と前記第２変位部材（34）の位置の差に応じて前記複数の制御ポート（14,17)(15,16）が開くことにより前記相対角度の現在値が目標値に近づくように前記揺動アクチュエータ部（20）の前記第１ポート（26）及び前記第２ポート（27）に対する給油又は排油が行われることを特徴とする
回転機械の起振力振幅制御装置。 The fixed eccentric weight (51) fixed to the rotating shaft (55) and the movable eccentric weight (52) rotatably attached to the rotating shaft (55) rotate synchronously, thereby the fixed eccentric weight. It is attached to a rotating machine (50) that generates an excitation force amplitude corresponding to the relative angle between the weight (51) and the movable eccentric weight ( 52 ), and the relative angle is controlled to determine the excitation force amplitude. A control device (10), comprising a swing actuator part (20) and a control part (30),
(A) The swing actuator part (20)
(A1) an actuator shaft (25) that rotates integrally with the fixed eccentric weight (51);
(A2) an actuator casing (21) that rotates integrally with the movable eccentric weight (52);
(A3) a first port (26) and a second port (27), one of which supplies oil and the other of which discharges oil to change the relative angle between the actuator shaft (25) and the actuator casing (21); Have
(B) The control unit (30)
(B1) an input mechanism (36) to which an input signal pressure (Pc) corresponding to the target value of the relative angle is input;
(B2) A first displacement member (35) that is displaceable in a predetermined direction, the target of the relative angle within the displacement range of the first displacement member (35) according to the input signal pressure (Pc). The first displacement member (35) displaced to a position corresponding to the value;
(B3) a second displacement member (3 4 ) capable of being displaced in the same direction as the first displacement member (35), wherein the current value of the relative angle in the swing actuator unit (20) is fed back; The second displacement member (34) that is displaced to a position corresponding to the current value of the relative angle within the displacement range of the second displacement member (3 4 );
(B4) It is opened at an opening corresponding to the difference between the position of the first displacement member (35) and the position of the second displacement member (34), and the first port ( 26) and a plurality of control ports (14, 17) (15, 16) for supplying or discharging oil to the second port (27),
(B5) When the target value of the relative angle is equal to the current value, the difference between the position of the first displacement member (35) and the position of the second displacement member (34) is zero, so The control ports (14, 17) (15, 16) are all closed and the relative angle is maintained at the target value.
(B6) When the target value of the relative angle and the current value do not match, the plurality of control ports according to the difference between the position of the first displacement member (35) and the position of the second displacement member (34) (14,17) (15,16) opens so that the current value of the relative angle approaches the target value, the first port (26) and the second port (27 ), And a vibration amplitude control device for a rotating machine. 前記目標値が時間的に変化する場合、前記入力信号圧力（Pc）が入力されたとき、
前記第１変位部材（35）が前記目標値に対応して変位し続ける一方、前記第２変位部材（34）が前記第１変位部材（35）と同じ向きに変位し続け、前記第１変位部材（35）の位置と前記第２変位部材（34）の位置の差に対応した開度にて前記複数の制御ポート（14,17)(15,16）が開かれ続けることにより前記相対角度が時間的に変化し続けることを特徴とする
請求項１に記載の回転機械の起振力振幅制御装置。 When the target value changes with time, when the input signal pressure (Pc) is input,
While the first displacement member (35) continues to be displaced corresponding to the target value, the second displacement member (34) continues to be displaced in the same direction as the first displacement member (35), and the first displacement The plurality of control ports (14, 1 7 ) (15, 16) are kept open at an opening corresponding to the difference between the position of the member (35) and the position of the second displacement member (34). The apparatus according to claim 1, wherein the angle continues to change with time. 前記第１変位部材（35）の位置と前記第２変位部材（34）の位置の差が零である状態から該第２変位部材（34）の位置が外乱により変位したとき、
前記複数の制御ポート（14,17)(15,16）の開度が、前記外乱による変位に対応した変化量だけ変化し、前記第１ポート（26）及び前記第２ポート（27）に対する給油又は排油が行われることにより、前記第２変位部材（34）の位置が回復されることを特徴とする
請求項１又は２に記載の回転機械の起振力振幅制御装置。 When the position of the second displacement member (34) is displaced by a disturbance from a state where the difference between the position of the first displacement member (35) and the position of the second displacement member (34) is zero,
The opening degree of the plurality of control ports (14, 17 ) (15, 16) is changed by an amount corresponding to the displacement due to the disturbance, and the first port (26) and the second port (27) are changed. The vibration force amplitude control device for a rotary machine according to claim 1 or 2, wherein the position of the second displacement member (34) is recovered by supplying or discharging oil. 直動形四方案内弁を備え、前記直動形四方案内弁は、
前記第１変位部材（35）として、中心軸上を軸方向変位可能に配置された略円柱状のスプール（35）と、
前記第２変位部材（34）として、前記スプール（35）を内側に嵌挿させて軸方向変位可能に配置された略円筒状のスリーブ（34）と、を具備し、
前記スプール（35）に設けられた径方向に突出する複数のランド部（35a）の各々と、前記スリーブ（34）に設けられた径方向に貫通する複数の貫通路（34a）とが対向する境界部に前記複数の制御ポート（14,15,16,17）が形成されることを特徴とする請求項１〜３のいずれかに記載の回転機械の起振力振幅制御装置。 A direct-acting four-way guide valve,
As the first displacement member (35), a substantially cylindrical spool (35) disposed on the central axis so as to be axially displaceable,
The second displacement member ( 34 ) includes a substantially cylindrical sleeve (34) arranged so as to be axially displaceable by inserting the spool ( 35 ) inside, and
Each of the plurality of radially projecting land portions (35a) provided in the spool (35) and the plurality of radially extending through passages (34a) provided in the sleeve (34) face each other. The vibration force amplitude control device for a rotary machine according to any one of claims 1 to 3, wherein the plurality of control ports (14, 15, 16, 17) are formed at a boundary portion. 前記揺動アクチュエータ部（20）における相対角度の現在値が、前記アクチュエータ軸（25）と一体的に回転する斜板（39）と、前記スリーブ（34）から突出し前記斜板(39)に当接するスリーブ突起（40）を介して前記スリーブ（34）に伝達されることを特徴とする請求項４に記載の回転機械の起振力振幅制御装置。   The current value of the relative angle in the oscillating actuator (20) corresponds to the swash plate (39) rotating integrally with the actuator shaft (25) and the swash plate (39) protruding from the sleeve (34). 5. The vibration force amplitude control device for a rotary machine according to claim 4, wherein the vibration force is transmitted to the sleeve via a sleeve protrusion contacting the sleeve. 回転形四方案内弁を備え、前記回転形四方案内弁は、
前記第１変位部材（35）として、中心軸周りで回動可能に配置された略円筒状のスプール（35）と、
前記第２変位部材（34）として、前記スプール（35）を内側に嵌挿させて中心軸周りで回動可能に配置された略円筒状のスリーブ（34）と、を具備し、
前記スプール（35）に設けられた径方向に突出する複数のランド部（35a）の各々と、前記スリーブ（34）に設けられた径方向に貫通する複数の貫通路（34a）とが対向する境界部に前記複数の制御ポート（14,15,16,17）が形成されることを特徴とする請求項１〜５のいずれかに記載の回転機械の起振力振幅制御装置。 A rotary four-way guide valve is provided, and the rotary four-way guide valve is
As the first displacement member (35), a substantially cylindrical spool (35) arranged to be rotatable around a central axis;
As the second displacing member (34), a substantially cylindrical sleeve (34) is provided that is inserted into the inside of the spool ( 35 ) so as to be rotatable around a central axis, and
Each of the plurality of radially projecting land portions (35a) provided in the spool (35) and the plurality of radially extending through passages (34a) provided in the sleeve (34) face each other. The vibration force amplitude control device for a rotary machine according to any one of claims 1 to 5, wherein the plurality of control ports (14, 15, 16, 17) are formed at a boundary portion. 前記揺動アクチュエータ部（20）における相対角度の現在値が、前記スリーブ（34）が前記アクチュエータケーシング（21）に一体的に連結されていることにより、前記スリーブ（34）に伝達されることを特徴とする請求項６に記載の回転機械の起振力振幅制御装置。   The current value of the relative angle in the swing actuator part (20) is transmitted to the sleeve (34) by integrally connecting the sleeve (34) to the actuator casing (21). The apparatus for controlling vibration amplitude of a rotary machine according to claim 6. 請求項１〜７のいずれかに記載の起振力振幅制御装置（10）を取り付けた回転機械（50）を用いて杭の打ち込み又は引き抜きを行う施工方法であって、
杭の打込み又は引抜きを行う工程中、回転機械（50）を回転させた状態にて、既知の土質情報等に基づいて演算装置により両偏心重錘（51,52）の相対角度の目標値を算出し、算出した目標値に対応する入力信号圧力（Pc）を前記起振力振幅制御装置（10）に入力することにより、両偏心重錘（51,52）の相対角度の現在値を目標値に追随させて、杭の打ち込み又は引き抜きを行うことを特徴とする杭の施工方法。 A construction method for driving or pulling out a pile using a rotating machine (50) to which the vibration force amplitude control device (10) according to any one of claims 1 to 7 is attached,
During the process of driving or pulling out piles, with the rotating machine (50) rotated, the target value of the relative angle of both eccentric weights (51, 52) is calculated by the arithmetic unit based on the known soil information etc. By calculating and inputting the input signal pressure (Pc) corresponding to the calculated target value to the excitation force amplitude control device (10), the current value of the relative angle of both eccentric weights (51, 52) is set as the target. A method for constructing a pile, characterized in that the pile is driven or pulled out following the value.
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