JP6480201B2 - Hydraulic striking device - Google Patents
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Description
本発明は、さく岩機やブレーカ等の液圧式打撃装置に関する。 The present invention relates to a hydraulic striking device such as a rock drill or a breaker.
液圧式打撃装置において、高出力化、すなわち、強力な打撃力を得る一つの方策として打撃数を増大させることが行われている。高打撃数を実現するためには、ピストンの前室と後室とを交互に高圧回路と低圧回路とに切換えるように作動圧油を制御する打撃方式(以下、「ピストン前後室高低圧切換式」ともいう)が有効である。すなわち、ピストン前後室高低圧切換式の液圧式打撃装置であれば、前室側の作動油が打撃方向へのピストンの移動に抗することがない。したがって、高打撃数を実現する上で好適である。 In the hydraulic striking device, increasing the number of striking is performed as one measure for obtaining high output, that is, a strong striking force. In order to achieve a high striking number, a striking system (hereinafter referred to as “piston front / rear chamber high / low pressure switching type) that controls the working pressure oil so that the front chamber and rear chamber of the piston are alternately switched to a high pressure circuit and a low pressure circuit. Is also effective. That is, if the piston front / rear chamber high-low pressure switching type hydraulic striking device is used, the hydraulic fluid on the front chamber side does not resist the movement of the piston in the striking direction. Therefore, it is suitable for realizing a high hitting number.
ここで、この種の液圧式打撃装置としては、例えば特許文献1記載の技術が開示されている。同文献記載のピストン前後室高低圧切換式の打撃装置は、図9に模式図を示すように、軸方向中央の大径部521、522と、その大径部の前後に形成された小径部523、524とを有するピストン520を備えている。そして、このピストン520が、シリンダ500内に摺嵌して設けられることで、シリンダ500内にピストン前室501とピストン後室502とがそれぞれ画成されている。ピストン大径部521、522の中央には排油溝525が形成されている。なお、本明細書においては、打撃方向(図中左方向)を「前方」と定義して説明をする。
Here, as this type of hydraulic striking device, for example, a technique described in Patent Document 1 is disclosed. The piston front / rear chamber high / low pressure switching striking device described in the same document includes a large-
ピストン前室501には、後述するバルブ526の前後進切換によってピストン前室501を高圧回路538と低圧回路539へとそれぞれ連通させるピストン前室通路506が接続されている。一方、ピストン後室502には、バルブ526の前後進切換えによりピストン後室502を高圧回路538と低圧回路539とにそれぞれ連通させるピストン後室通路507が接続されている。高圧回路538には高圧アキュムレータ540が設けられ、低圧回路539には低圧アキュムレータ543が設けられている。
Connected to the
ピストン前室501の後方には、ピストン前進制御ポート503が所定間隔隔離して設けられ、ピストン後室502の前方には、ピストン後退制御ポート504が所定間隔隔離して設けられている。なお、ピストン前進制御ポート503は、通常ストローク用とショートストローク用として開口部が二箇所に設けられており、ピストン前室501側のピストン前進制御ポート503aが、可変絞りを備えたショートストローク用である。本明細書では、通常ストロークの設定、すなわち、可変絞りを全閉状態として、ピストン後室502側のピストン前進制御ポート503が作用する設定で説明をする。
A piston
ピストン前進制御ポート503の後方には、ピストン後退制御連動ポート508が所定間隔離隔して設けられている。また、ピストン後退制御ポート504の前方には、ピストン前進制御連動ポート509が所定間隔離隔して設けられている。ピストン後退制御連動ポート508とピストン前進制御連動ポート509の間には、それぞれに所定距離離隔して排油ポート505が設けられている。さらに、ピストン前進制御ポート503とピストン後退制御連動ポート508は、後述するバルブ後室511とバルブ制御通路518によって連通しており、ピストン後退制御ポート504とピストン前進制御連動ポート509は、後述するバルブ前室510とバルブ制御通路517によって連通している。
A piston retraction
また、シリンダ500には、ピストン520と非同軸に弁室541が形成され、この弁室541にバルブ526が摺嵌されている。弁室541には、前方から後方へ向けて順に、バルブ前室510、バルブ後退保持室515、主室542、バルブ前進保持室516、およびバルブ後室511が円環状の段によって形成されている。主室542には、前方から後方へ向けて所定間隔離隔して、ピストン前室低圧ポート512、ピストン高圧ポート514、およびピストン後室低圧ポート513が設けられている。ピストン前室低圧ポート512とピストン高圧ポート514の間には、ピストン前室通路506が接続されており、ピストン高圧ポート514とピストン後室低圧ポート513の間には、ピストン後室通路507が接続されている。
Further, a
バルブ526は、大径部527、528、529と、その前後に設けられた中径部530、531と、中径部530の前側に設けられた小径部532と、中径部531の後側に設けられた小径部533とを有する中実の弁体(スプール)である。大径部527と大径部528の間には、ピストン前室切換溝534が円環状に設けられ、大径部528と大径部529の間には、ピストン後室切換溝535が円環状に設けられている。小径部532とピストン前室切換溝534とは、相互に連通路536で連通され、小径部533とピストン後室切換溝535とは、相互に連通路537で連通されている。
The
バルブ526は、弁室541に対して、バルブ前室510に小径部532が位置し、バルブ後退保持室515に中径部530が位置し、主室542に大径部527、528、529が位置し、バルブ前進保持室516に中径部531が位置し、バルブ後室511に小径部533が位置するように摺嵌されている。バルブ526が前進後退動作を行うことで、大径部527はピストン前室低圧ポート512を開閉し、大径部528はピストン前室通路506とピストン高圧ポート514を連通/閉止すると同時にピストン後室通路507とピストン高圧ポート514を閉止/連通し、大径部529はピストン後室低圧ポート513を開閉するようになっている。
The
ピストン前室通路506がピストン高圧ポート514と連通するとバルブ後退保持室515は高圧となる。逆に、ピストン後室通路507がピストン高圧ポート514と連通するとバルブ前進保持室516は高圧となる。ここで、バルブ前室510の受圧面積はバルブ前進保持室516の受圧面積よりも大きく設定されている。同様に、バルブ後室511の受圧面積はバルブ後退保持室515の受圧面積よりも大きく設定されている。
When the piston
次に、上述の液圧式打撃装置の作動を、図10を参照しつつ説明する。なお、図10では、高圧状態のときの通路を「網掛け」にて図示している。
今、バルブ526が前進位置に切換えられると、ピストン高圧ポート514とピストン後室通路507が連通してピストン後室502が高圧となる。一方、ピストン前室低圧ポート512とピストン前室通路506が連通してピストン前室501が低圧となっているので、ピストン524は前進する。このとき、バルブ前室510とバルブ後室511は共に低圧となるものの、バルブ前進保持室516は高圧となっており、バルブ526は前進位置に保持される(図10(a)参照)。
Next, the operation of the above-described hydraulic striking device will be described with reference to FIG. In FIG. 10, the passage in the high pressure state is indicated by “shaded”.
Now, when the
次いで、ピストン524が前進してピストン後退制御ポート504とピストン後室502が連通するとバルブ前室510が高圧となる。ここで、バルブ前室510の受圧面積はバルブ前進保持室516の受圧面積よりも大きいのでバルブ526は後退を開始する。このとき、バルブ後室511はバルブ制御通路518、ピストン後退制御連動ポート508、および排油ポート505を介して低圧回路539と連通しているので、バルブ526は問題なく後退することができる(図10(b)参照)。
Next, when the
図10(b)に示す、バルブ526の後退局面において、仮に、ピストン後退制御連動ポート508が存在しない油圧回路を想定してみると、ピストン大径部521によってピストン前進制御ポート503は閉塞されているので、バルブ後室511およびバルブ制御通路518は閉回路となり、バルブ526は後退することができなくなる。すなわち、バルブ前室510がピストン後退制御ポート504、ピストン後室502を介して高圧回路538に連通する場合は、バルブ526の後退動作を保障するために、バルブ後室511を排油ポート505を介して低圧回路539に連通するピストン後退制御連動ポート508が必須であることがわかる。
In the reverse phase of the
ピストン520が打撃点まで達した直後にバルブ526がその後退位置への切換が完了する。バルブ後退位置では、ピストン前室501がピストン高圧ポート514と連通してピストン前室501が高圧となると共に、ピストン後室502がピストン後室低圧ポート513に連通してピストン後室502が低圧になるので、ピストン520は後退に転じる。バルブ前室510とバルブ後室511は共に低圧となるものの、バルブ後退保持室515は高圧となり、バルブ526は後退位置に保持される(図10(c)参照)。
Immediately after the
ピストン520が後退してピストン前進制御ポート503とピストン前室501が連通するとバルブ後室511が高圧となり、バルブ後室511の受圧面積がバルブ後退保持室515の受圧面積よりも大きいのでバルブ526は前進を開始する。このとき、バルブ前室510は、バルブ制御通路517、ピストン前進制御連動ポート509、および排油ポート505を介して低圧回路539と連通しているので、バルブ526は問題なく前進することができる(図10(d)参照)。そして、バルブ526が再び前進位置に切換えられ、上記のサイクルが繰り返されて打撃が行われる。
When the
図10(d)に示す、バルブ526の前進局面において、仮に、ピストン前進制御連動ポート509が存在しない油圧回路を想定してみると、ピストン大径部522によってピストン後退制御ポート504は閉塞されているので、バルブ前室510およびバルブ制御通路517は閉回路となり、バルブ526は前進することができなくなる。すなわち、バルブ後室511がピストン前進制御ポート503、ピストン前室501を介して高圧回路538に連通する場合は、バルブ526の前進動作を保障するために、バルブ前室510を排油ポート505を介して低圧回路539に連通するピストン前進制御連動ポート509が必須であることがわかる。
In the forward phase of the
ところで、本発明者は、液圧式打撃装置の高出力化を目指してピストン前後室高低圧切換式を開発するに至ったが、従来のピストン前後室高低圧切換式の液圧式打撃装置においては、高打撃数であることに起因する弊害があることが開発の過程にて判明した。
すなわち、この種の打撃装置においては、圧油の供給源と回収先は、台車に設けたポンプとタンクであり、それぞれが油圧ホース(または油圧配管)を介して高圧回路、低圧回路としてシリンダに接続される。高圧回路には、主に高圧回路内の圧力と流量を補償して打撃性能を安定化させることを目的として高圧アキュムレータが設けられる。また、低圧回路には、主に低圧回路内の背圧の衝撃を吸収してホース金具の損傷を防止することを目的として低圧アキュムレータが設けられる。そして、高圧アキュムレータおよび低圧アキュムレータは、一般的に、その目的とレイアウト上の制約から、それぞれシリンダの油圧ホース接続箇所の付近に設けられている(例えば、特許文献2の図1を参照)。
By the way, the present inventors have developed a piston front / rear chamber high / low pressure switching type aiming at higher output of the hydraulic striking device, but in the conventional piston front / rear chamber high / low pressure switching type hydraulic striking device, During the development process, it was found that there were harmful effects caused by the high number of hits.
That is, in this type of striking device, the supply source and collection destination of the pressure oil are a pump and a tank provided in the carriage, and each is connected to the cylinder as a high pressure circuit and a low pressure circuit via a hydraulic hose (or hydraulic piping) Connected. The high pressure circuit is provided with a high pressure accumulator mainly for the purpose of stabilizing the impact performance by compensating the pressure and flow rate in the high pressure circuit. The low-pressure circuit is provided with a low-pressure accumulator mainly for the purpose of absorbing the impact of the back pressure in the low-pressure circuit and preventing the hose fitting from being damaged. In general, the high-pressure accumulator and the low-pressure accumulator are provided in the vicinity of the hydraulic hose connection portion of the cylinder because of the purpose and layout restrictions (see, for example, FIG. 1 of Patent Document 2).
ここで、上述の液圧式打撃装置にあっては、ピストン520がロッドを打撃すると(図10(b)から(c)の間)、後室502ではピストン520が急停止することで、いわゆる水撃作用(ウォーターハンマー)により圧油に衝撃が発生する。このとき、バルブ520は完全に後端ストロークには達していないので、圧油の衝撃が高圧に接続した全通路に伝搬する。このとき、バルブ前室510は高圧に接続されており後退している最中であるが、バルブ前室510に圧油の衝撃が伝わるとバルブ520の挙動が不安定となる場合がある。
Here, in the hydraulic striking device described above, when the
しかし、従来の液圧式打撃装置では、上述したように、高圧アキュムレータ540は、回路内の圧力・流量補償を目的として高圧回路538とホースの接続箇所付近に配設される。すなわち、高圧アキュムレータ540は、バルブ前室510からは経路的に最も離れ、かつ、衝撃発生箇所を挟んだ箇所に配設されることになる。そのため、ピストン後室502からバルブ前室510へと伝播する圧油の衝撃を緩衝することは殆どできないという問題がある。
特に、ピストン前後室高低圧切換式の液圧式打撃装置は高打撃数であることから、不安定なバルブ挙動は、安定した打撃性能を発揮することの阻害要因となるのである。
そこで、本発明は、このような問題点に着目してなされたものであって、打撃性能の安定化を図ることができる液圧式打撃装置を提供することを目的とする。
However, in the conventional hydraulic striking device, as described above, the high-
In particular, since the hydraulic striking device of the piston front / rear chamber high / low pressure switching type has a high striking number, the unstable valve behavior becomes an impediment to exhibiting stable striking performance.
Accordingly, the present invention has been made paying attention to such problems, and an object thereof is to provide a hydraulic striking device capable of stabilizing the striking performance.
上記課題を解決するために、本発明の第一の態様に係る液圧式打撃装置は、シリンダと、該シリンダの内部に摺嵌されたピストンと、前記ピストンの外周面と前記シリンダの内周面との間に画成されて軸方向の前後に離隔配置されたピストン前室およびピストン後室と、前記ピストン前室および前記ピストン後室を交互に高圧回路と低圧回路とに切換える切換弁機構とを備え、前記ピストンを前記シリンダ内で前後進させて打撃用のロッドを打撃する液圧式打撃装置であって、前記ピストンは、大径部と、該大径部の前後にそれぞれ設けられた小径部と、前記大径部の軸方向の略中央に形成されたバルブ切換溝とを有し、前記シリンダは、複数の制御ポートを有し、前記切換弁機構は、前記シリンダ内に前記ピストンとは非同軸に形成されるとともに前記複数の制御ポートが接続された弁室と、該弁室内に摺嵌されたバルブと、該バルブを前後進方向の一方向に向けて常時付勢するバルブ付勢手段と、圧油が供給されたときに前記バルブ付勢手段の付勢力に抗して前記バルブを反対方向へと移動させるバルブ制御手段と、前記バルブ制御手段に圧油を供給する経路と前記ピストン後室に圧油を供給する経路との間に設けられたアキュムレータとを有し、前記切換弁機構は、前記複数の制御ポート相互が前記ピストンの前後進による前記バルブ切換溝の前後移動に応じて所定に連通することにより前記バルブ制御手段への圧油を給排して前記バルブを前後進させ、当該バルブの前後進に応じて前記ピストン前室および前記ピストン後室を交互に高圧回路と低圧回路とに切換えて前記ピストンの前進および後退が繰返されるように作動油を給排させることを特徴とする。 In order to solve the above problems, a hydraulic striking device according to a first aspect of the present invention includes a cylinder, a piston slidably fitted in the cylinder, an outer peripheral surface of the piston, and an inner peripheral surface of the cylinder. A piston front chamber and a piston rear chamber which are defined between the piston front chamber and the piston rear chamber, and a switching valve mechanism which switches the piston front chamber and the piston rear chamber alternately between a high pressure circuit and a low pressure circuit; A hydraulic striking device for striking a striking rod by moving the piston back and forth in the cylinder, wherein the piston has a large diameter portion and a small diameter provided respectively in front of and behind the large diameter portion. And a valve switching groove formed at substantially the center in the axial direction of the large-diameter portion, the cylinder has a plurality of control ports, and the switching valve mechanism includes the piston in the cylinder. Is formed non-coaxial A valve chamber to which the plurality of control ports are connected, a valve slidably fitted in the valve chamber, a valve urging means for constantly urging the valve in one direction in the forward / backward direction, and pressure oil When supplied, valve control means for moving the valve in the opposite direction against the biasing force of the valve biasing means, a path for supplying pressure oil to the valve control means, and pressure oil to the piston rear chamber And an accumulator provided between the control valve and the switching valve mechanism, wherein the plurality of control ports communicate with each other in a predetermined manner according to the back-and-forth movement of the valve switching groove by the forward and backward movement of the piston. As a result, the pressure oil is supplied to and discharged from the valve control means to move the valve forward and backward, and the piston front chamber and the piston rear chamber are alternately switched between the high pressure circuit and the low pressure circuit in accordance with the forward and backward movement of the valve. The Characterized in that for supplying and discharging hydraulic oil to advance and retract tons is repeated.
本発明の第一の態様に係る液圧式打撃装置によれば、切換弁機構は、複数の制御ポート相互がピストンの前後進によるバルブ切換溝の前後移動に応じて所定に連通することによりバルブ制御手段への圧油を給排してバルブを前後進させ、当該バルブの前後進に応じてピストン前室およびピストン後室を交互に高圧回路と低圧回路とに切換えてピストンの前進および後退が繰返されるように作動油を給排させるので、ピストン前後室高低圧切換式の打撃により、打撃効率を向上させることができる。 According to the hydraulic striking device according to the first aspect of the present invention, the switching valve mechanism is configured such that the plurality of control ports communicate with each other in a predetermined manner according to the back-and-forth movement of the valve switching groove caused by the forward and backward movement of the piston. The pressure oil is supplied to and discharged from the means, and the valve is moved forward and backward, and the piston front chamber and the piston rear chamber are alternately switched between the high pressure circuit and the low pressure circuit according to the forward and backward movement of the valve, and the forward and backward movement of the piston is repeated. Since the hydraulic oil is supplied and discharged as described above, the striking efficiency can be improved by the striking of the piston front and rear chamber high / low pressure switching type.
そして、本発明の第一の態様に係る液圧式打撃装置の切換弁機構によれば、バルブ制御手段に圧油を供給する経路とピストン後室に圧油を供給する経路との間にアキュムレータを設けたので、ピストン後室で発生する圧油の衝撃がアキュムレータで緩衝される。そのため、バルブ制御手段には圧油の衝撃が伝わらない。したがって、バルブの挙動が乱されることはなく、打撃性能が安定する。 According to the switching valve mechanism of the hydraulic striking device according to the first aspect of the present invention, the accumulator is provided between the path for supplying the pressure oil to the valve control means and the path for supplying the pressure oil to the piston rear chamber. Since it is provided, the impact of the pressure oil generated in the piston rear chamber is buffered by the accumulator. Therefore, the impact of pressure oil is not transmitted to the valve control means. Therefore, the behavior of the valve is not disturbed and the hitting performance is stabilized.
ここで、本発明の第一の態様に係る液圧式打撃装置において、前記バルブ付勢手段に圧油を供給する経路と前記ピストン後室に圧油を供給する経路との間にアキュムレータを設けることは好ましい。このような構成であれば、バルブを駆動するための油圧経路とピストン後室とが油圧回路的に完全に遮断されることになるため、打撃性能をさらに安定させる上でより好適である。 Here, in the hydraulic striking device according to the first aspect of the present invention, an accumulator is provided between a path for supplying pressure oil to the valve urging means and a path for supplying pressure oil to the piston rear chamber. Is preferred. With such a configuration, the hydraulic path for driving the valve and the piston rear chamber are completely cut off by a hydraulic circuit, which is more preferable for further stabilizing the impact performance.
また、上記課題を解決するために、本発明の第二の態様に係る液圧式打撃装置は、シリンダと、該シリンダの内部に摺嵌されたピストンと、前記ピストンの外周面と前記シリンダの内周面との間に画成されて軸方向の前後に離隔配置されたピストン前室およびピストン後室と、前記ピストン前室を常時高圧接続するとともに前記ピストン後室を高圧回路と低圧回路に交互に接続する切換弁機構とを備え、前記ピストンを前記シリンダ内で前後進させて打撃用のロッドを打撃する液圧式打撃装置であって、前記切換弁機構は、前記シリンダ内に前記ピストンとは非同軸に形成された弁室と、該弁室内に摺嵌されたバルブと、該バルブを前後進方向の一方向に向けて常時付勢するバルブ付勢手段と、圧油が供給されたときに前記バルブ付勢手段の付勢力に抗して前記バルブを反対方向へと移動させるバルブ制御手段と、前記ピストン後室に圧油を供給する経路と前記バルブ付勢手段並びに前記バルブ制御手段との間に設けられたアキュムレータとを有し、前記切換弁機構は、前記ピストンの前後進に応じて前記バルブ制御手段への圧油を給排して前記バルブを前後進させ、当該バルブの前後進に応じて前記ピストン後室を交互に高圧回路と低圧回路とに切換えて前記ピストンの前進および後退が繰返されるように作動油を給排させることを特徴とする。 In order to solve the above-described problem, a hydraulic striking device according to a second aspect of the present invention includes a cylinder, a piston slidably fitted in the cylinder, an outer peripheral surface of the piston, and an inside of the cylinder. The piston front chamber and piston rear chamber, which are defined between the circumferential surface and spaced apart in the axial direction, are always connected to the piston front chamber at high pressure, and the piston rear chamber is alternately used as a high pressure circuit and a low pressure circuit. A hydraulic valve striking device for striking a striking rod by moving the piston back and forth in the cylinder, wherein the switching valve mechanism is a part of the piston in the cylinder. When a valve chamber formed non-coaxially, a valve slidably fitted in the valve chamber, a valve urging means for constantly urging the valve in one direction in the forward / backward direction, and pressure oil are supplied Of the valve biasing means A valve control means for moving the valve in the opposite direction against the force; an accumulator provided between a path for supplying pressure oil to the piston rear chamber; the valve urging means; and the valve control means; The switching valve mechanism supplies and discharges pressure oil to and from the valve control means according to the forward and backward movement of the piston, and moves the valve forward and backward, and the piston rear chamber according to the forward and backward movement of the valve. Are alternately switched to a high-pressure circuit and a low-pressure circuit, and hydraulic oil is supplied and discharged so that the forward and backward movements of the piston are repeated.
本発明の第二の態様に係る液圧式打撃装置によれば、切換弁機構は、ピストンの前後進に応じてバルブ制御手段への圧油を給排してバルブを前後進させ、当該バルブの前後進に応じてピストン後室を交互に高圧回路と低圧回路とに切換えてピストンの前進および後退が繰返されるように作動油を給排させるので、ピストン後室高低圧切換式により打撃を行うことができる。 According to the hydraulic striking device according to the second aspect of the present invention, the switching valve mechanism feeds and discharges the pressure oil to the valve control means according to the forward and backward movement of the piston, and moves the valve forward and backward. The piston rear chamber is alternately switched between the high pressure circuit and the low pressure circuit according to the forward / backward movement, and hydraulic oil is supplied and discharged so that the piston moves forward and backward repeatedly. Can do.
そして、本発明の第二の態様に係る液圧式打撃装置の切換弁機構によれば、バルブ付勢手段並びにバルブ制御手段に圧油を供給する経路とピストン後室に圧油を供給する経路との間にアキュムレータを設けたので、ピストン後室で発生する圧油の衝撃がアキュムレータで緩衝される。そのため、バルブ付勢手段並びにバルブ制御手段には圧油の衝撃が伝わらない。したがって、バルブの挙動が乱されることはなく、打撃性能が安定する。 According to the switching valve mechanism of the hydraulic striking device according to the second aspect of the present invention, the path for supplying pressure oil to the valve urging means and the valve control means, and the path for supplying pressure oil to the piston rear chamber, Since the accumulator is provided in between, the impact of the pressure oil generated in the piston rear chamber is buffered by the accumulator. Therefore, the impact of pressure oil is not transmitted to the valve urging means and the valve control means. Therefore, the behavior of the valve is not disturbed and the hitting performance is stabilized.
本発明によれば、打撃性能の安定化を図ることができる。 According to the present invention, the impact performance can be stabilized.
以下、本発明の実施形態ないし変形例について図面を適宜参照しつつ説明する。なお、全ての図面において、同様の構成要素には同一の符号を付している。また、同一の機能を有しながらもレイアウトや形状の変更がなされた構成要素については、同一の符号にアポストロフィを付している。
(第一実施形態)
図1に示すように、第一実施形態の液圧式打撃装置は、シリンダ100と、シリンダ100の内部に軸方向に沿ってスライド移動可能に摺嵌されたピストン200とを備えている。ピストン200は、軸方向中央の大径部(前)201、大径部(後)202と、その大径部201、202の前後に形成された小径部203、204とを有する。ピストン大径部201、202の略中央には、円環状のバルブ切換溝205が一箇所にのみ形成されている。
Hereinafter, embodiments or modifications of the present invention will be described with reference to the drawings as appropriate. In all the drawings, the same symbols are attached to the same components. In addition, apostrophes are added to the same reference numerals for components that have the same function but have been changed in layout and shape.
(First embodiment)
As shown in FIG. 1, the hydraulic striking device according to the first embodiment includes a
ピストン200が、シリンダ100内に摺嵌して設けられることで、ピストン200の外周面とシリンダ100の内周面との間に、軸方向の前後に離隔してピストン前室110とピストン後室111とがそれぞれ画成されている。そして、シリンダ100の内部には、ピストン前室110およびピストン後室111を交互に高圧回路101と低圧回路102とに切換えてピストン200の前進および後退が繰返されるように作動油を給排させる切換弁機構210が設けられている。
Since the
切換弁機構210は、シリンダ100の内部に、ピストン200と非同軸に形成された弁室130と、この弁室130に摺嵌されたバルブ(スプール)300とを有する。弁室130は、前方から後方へ向けて順に、弁室小径部132、弁室大径部131、および弁室中径部133が多段の円環状溝によって形成されている。弁室大径部131には、前方から後方へ向けてそれぞれ所定間隔離隔して、バルブ制御室137、ピストン前室低圧ポート135、ピストン高圧ポート134、およびピストン後室低圧ポート136が設けられている。
The switching
ピストン前室110には、バルブ300の前後進切換によってピストン前室110を高圧回路101と低圧回路102へとそれぞれ連通させるピストン前室通路120が接続されている。一方、ピストン後室111には、ピストン後室111をバルブ300の前後進切換えによって高圧回路101と低圧回路102とにそれぞれ連通させるピストン後室通路121が接続されている。高圧回路101には高圧アキュムレータ400が設けられ、低圧回路102には低圧アキュムレータ401が設けられている。
Connected to the piston
ピストン前室110とピストン後室111の間には、前方から後方へ向けてそれぞれ所定間隔隔離して、ピストン後退制御ポート113、バルブ制御ポート114、およびピストン前進制御ポート112が設けられている。ピストン前進制御ポート112は、通常ストローク用とショートストローク用として開口部が二箇所に設けられている。ピストン前室110側のピストン前進制御ポート112aが可変絞りを備えたショートストローク用である。本明細書では、通常ストロークの設定、すなわち、可変絞りを全閉状態として、ピストン後室111側のピストン前進制御ポート112が作用する設定で説明をする。
Between the piston
バルブ300は、図2に示すように、軸方向に貫通するバルブ中空通路311を有する中空円筒形状の弁体である。バルブ300は、バルブ大径部301、302、303と、バルブ大径部301の前側に設けられたバルブ小径部304と、バルブ大径部303の後側に設けられたバルブ中径部305とを外周面に有する。バルブ大径部301とバルブ大径部302の間には、円環状のピストン前室切換溝306が設けられ、バルブ大径部302とバルブ大径部303の間には、円環状のピストン後室切換溝307が設けられている。つまり、本実施形態では、これらピストン前室切換溝306およびピストン後室切換溝307が「ピストン高低圧切換部」になっている。
As shown in FIG. 2, the
この切換弁機構210は、バルブ大径部301、302、303が弁室大径部131と摺嵌するように構成され、バルブ小径部304が弁室小径部132と摺嵌するように構成され、バルブ中径部305が弁室中径部133と摺嵌するように構成されている。
バルブ300の両端面は、前方がバルブ前端面308、後方がバルブ後端面309となっている。バルブ小径部304とバルブ大径部301との境界には、バルブ段付面(前)310が形成され、バルブ大径部303とバルブ中径部305の境界にはバルブ段付面(後)312が形成されている。
The switching
As for both end faces of the
ここで、バルブ大径部301、302、303の外径をφD1、バルブ小径部304の外径をφD2、バルブ中径部305の外径をφD3、およびバルブ中空通路311の内径をφD4とすると、φD1〜φD4の関係は以下の(式1)の通りとなる。
φD4<φD2<φD3<φD1・・・(式1)
Here, assuming that the outer diameter of the valve
φD4 <φD2 <φD3 <φD1 (Formula 1)
また、バルブ前端面308の受圧面積をS1、バルブ後端面309の受圧面積をS2、バルブ段付面(前)の受圧面積S3、およびバルブ段付面(後)312の受圧面積をS4とすると、以下の(式2)の通りとなる。
S1=π/4×(D22−D42)
S2=π/4×(D32−D42)
S3=π/4×(D12−D22)
S4=π/4×(D12−D32) ・・・(式2)
そして、受圧面積S1〜S4の関係は、以下の(式3)〜(式5)の通りとなる。
Further, the pressure receiving area of the valve
S1 = π / 4 × (D2 2 −D4 2 )
S2 = π / 4 × (D3 2 −D4 2 )
S3 = π / 4 × (D1 2 −D2 2 )
S4 = π / 4 × (D1 2 −D3 2 ) (Formula 2)
And the relationship of pressure receiving area S1-S4 becomes as the following (Formula 3)-(Formula 5).
S1<S2 ・・・・・・・・・・・・・・(式3)
[S1+S3]>S2 ・・・・・・・・・(式4)
S3>S4 ・・・・・・・・・・・・・・(式5)
高圧回路101はピストン高圧ポート134に接続されており、低圧回路102はピストン前室低圧ポート135およびピストン後室低圧ポート136にそれぞれ接続されている。
S1 <S2 ・ ・ ・ ・ ・ ・ ・ ・ ・ ・ ・ (Formula 3)
[S1 + S3]> S2 (Equation 4)
S3> S4 (Equation 5)
The
ピストン前室通路120は、一方がピストン前室110に接続され、他方が弁室大径部131のピストン高圧ポート134とピストン前室低圧ポート135との中間部に接続されている。ピストン後室通路121は、一方がピストン後室111に接続され、他方が弁室大径部131のピストン高圧ポート134とピストン後室低圧ポート136との中間部に接続されている。
One of the piston
バルブ高圧通路(前)123は、ピストン後退制御ポート113と弁室130の前側端面を接続し、バルブ高圧通路(後)124は、弁室130の後側端面と高圧回路101の高圧アキュムレータ400よりも上流側(図1中で右側)の位置とを接続している。したがって、バルブ中空通路311は常時高圧となっている。なお、バルブ高圧通路(前)123は、ピストン後退制御ポート113とバルブ高圧通路(後)124とを接続してもよい。
バルブ低圧通路125は、ピストン前進制御ポート112とピストン後室低圧ポート136とを接続している。バルブ制御通路126はバルブ制御ポート114とバルブ制御室137とを接続している。なお、バルブ低圧通路125は、ピストン前進制御ポート112と低圧回路102とを接続してもよい。
The valve high pressure passage (front) 123 connects the piston
The valve
ここで、本実施形態の液圧式打撃装置において、切換弁機構210は、バルブ制御手段とバルブ付勢手段を構成する通路、すなわち、バルブ高圧通路(後)124、中空通路311、バルブ高圧通路(前)123、ピストン後退制御ポート113、バルブ制御ポート114、およびバルブ制御通路126(以下、「バルブ駆動回路」という)と、ピストン後室111へと圧油が供給される通路、すなわち、ピストン高圧ポート134、およびピストン後室通路121との間に、高圧アキュムレータ400が介在する構造となっている。
Here, in the hydraulic striking device of the present embodiment, the switching
次に、本実施形態の液圧式打撃装置の動作、および作用効果を図3を参照しつつ説明する。なお、図3では、高圧状態のときの通路を「網掛け」にて図示している。
今、図3(a)に示すように、切換弁機構210のバルブ300が前進位置に切換えられると、ピストン高圧ポート134とピストン後室通路121が連通してピストン後室111が高圧となる。一方、ピストン前室低圧ポート135とピストン前室通路120が連通してピストン前室110が低圧となる。これにより、ピストン200は前進する。
Next, the operation and effects of the hydraulic striking device of this embodiment will be described with reference to FIG. In FIG. 3, the passage in the high pressure state is indicated by “shaded”.
As shown in FIG. 3A, when the
このとき、弁室130は、バルブ高圧通路(後)124によって高圧回路101に常時接続されており、バルブ前端面308とバルブ後端面309の両方が高圧となっている。バルブ前端面308とバルブ後端面309の両方に高圧が作用しているので、上記(式3)により、バルブ300は前進位置に保持される(図3(a)参照)。
なお、本実施形態では、このバルブ前端面308とバルブ後端面309の受圧面積差によってバルブ300に常時前進推力を作用させる構成が、上記課題を解決するための手段に記載の「バルブ付勢手段」に対応している。
At this time, the
In this embodiment, the configuration in which the forward thrust is always applied to the
次いで、ピストン200が前進して、バルブ制御ポート114とピストン前進制御ポート112の連通が途絶え、それに代わり、バルブ制御ポート114がピストン後退制御ポート113と連通する。これにより、バルブ高圧通路(前)123からの高圧油がバルブ制御通路126を経てバルブ制御室137に供給される。バルブ制御室137が高圧になると段付面310に高圧が作用し、上記(式4)によりバルブ300は後退を開始する(図3(b)参照)。
Next, the
なお、本実施形態では、バルブ制御室137に圧油が供給されて、上述した常時作用する前進推力(=バルブ付勢手段の付勢力)に抗してバルブ300を後進させる構成が、上記の「バルブ制御手段」に対応している。
ピストン200は、打撃効率が最大のときに打撃点に達し(図3(b)から(c)の間)、打撃点にてピストン200の先端が打撃用のロッド(不図示)の後端を打撃する。これにより、打撃により発生する衝撃波がロッドを介して先端のビット等まで伝播して岩盤等を破砕するエネルギーとして使用される。
In this embodiment, the configuration in which the pressure oil is supplied to the
The
ピストン200が打撃点まで達した直後に、バルブ300がその後退位置への切換が完了する。バルブ後退位置では、ピストン高圧ポート134とピストン前室通路120が連通してピストン前室110が高圧となる。一方、ピストン後室低圧ポート136とピストン後室通路121が連通してピストン後室111が低圧となる。これにより、ピストン200は後退に転じる。バルブ制御室137が高圧を維持している間は、バルブ300は後退位置に保持される(図3(c)参照)。
Immediately after the
次いで、ピストン200が後退して、バルブ制御ポート114とピストン後退制御ポート113の連通が途絶え、それに代わり、バルブ制御ポート114がピストン前進制御ポート112と連通する。これにより、バルブ制御室137がバルブ制御通路126をとバルブ低圧通路125経て低圧回路102に接続される。バルブ制御室137が低圧になると、上記(式3)によりバルブ300は前進を開始する(図3(d)参照)。そして、バルブ300が再び前進位置に切換えられ、上記の打撃サイクルが繰り返される。
Next, the
ここで、本実施形態の液圧式打撃装置において、ピストン200が打撃点でロッドを打撃すると(図3(b)から(c)の間)、後室111ではピストン200が急停止する。そのため、いわゆる水撃作用(ウォーターハンマー)により圧油に衝撃が発生するが、このとき、バルブ300は完全に後端ストロークには達していないので、圧油の衝撃が高圧に接続した全通路に伝搬する。上記「バルブ駆動回路」は、高圧に接続されているので、この水撃作用の衝撃が伝わるとバルブ300の挙動が不安定となるおそれがある。
Here, in the hydraulic striking device of the present embodiment, when the
これに対し、本実施形態では、バルブ高圧通路124は、バルブ後室となる弁室中径部133と高圧回路101の高圧アキュムレータ400よりも上流側を接続している。つまり、ピストン後室111とバルブ駆動回路の間に高圧アキュムレータ400が介在するため、圧油内の衝撃がバルブ制御室137や弁室130内のバルブ前端面308とバルブ後端面309に伝わることを抑制することができる。そのため、バルブ300の前方への付勢力とこの付勢力に対抗して作用する後退推力が安定する。したがって、バルブ300の挙動が安定するので打撃性能が安定する。
On the other hand, in the present embodiment, the valve high-
なお、本実施形態において、上記バルブ挙動が安定していること以外の構成について特徴を整理すると、以下の項目1から4の通りとなる。
項目1) バルブ300を駆動するための機構は、上述のように、バルブ付勢手段とバルブ制御手段であるが、このうち、バルブ付勢手段の油圧回路は、ピストン200の動作とは一切関係が無く、バルブ制御手段を構成する各油圧回路は、ピストン前室110とピストン後室111との間に、かつピストン前室110とピストン後室111とは連通することなく(相互に作動油を引きこまないように常時隔絶されて)配設されている。
In the present embodiment, the following items 1 to 4 are obtained by organizing the features of the configuration other than that the valve behavior is stable.
Item 1) The mechanism for driving the
項目2) バルブ300を駆動するための機構は、バルブ付勢手段とバルブ制御手段であり、バルブ付勢手段は、バルブ300を常時一方向に付勢し、バルブ制御室137への圧油の給排でバルブ300の前進後退を切換える。
項目3) バルブ制御室137と接続されているポートは、バルブ制御ポート114の1箇所のみである。
項目4) バルブ300は軸方向に貫通するバルブ中空通路311を有する中空構造である。
Item 2) The mechanism for driving the
Item 3) Only one port of the
Item 4) The
本実施形態の上記の項目1から4の構造について、図9,10を参照して説明した従来のピストン前後室高低圧切換式の液圧式打撃装置と対比をする。
項目1)について
上記従来技術では、ピストン前後室とバルブ駆動に関する各回路の関係が相互に連通する関係である。そのため、回路構成のレイアウトの自由度が低い。これに対し、本実施形態の構造は、バルブ付勢手段の油圧回路は、ピストン200の動作とは一切関係が無く、ピストン前後室とは相互に作動油を引きこまないように隔絶されているので、ピストン前後室とバルブ駆動に関する各回路の関係が独立している。したがって、上記従来技術に対して、本実施形態の構造は、回路構成のレイアウトの自由度が高いといえる。
The structure of the above items 1 to 4 of the present embodiment is compared with the conventional piston front / rear chamber high / low pressure switching hydraulic striking device described with reference to FIGS.
Item 1) In the above-described prior art, the relationship between the piston front and rear chambers and the respective circuits related to the valve drive is in a mutually communicating relationship. For this reason, the degree of freedom in the layout of the circuit configuration is low. On the other hand, in the structure of the present embodiment, the hydraulic circuit of the valve urging means has nothing to do with the operation of the
特に、上記従来技術は、回路構成のレイアウトの自由度が低いがために、バルブ駆動のために圧油の供給と排出の両方の通路をそれぞれ前進側と後退側に設ける必要がある。そのため、バルブ駆動のための通路は、図9に示したように、ピストンの前室と後室の間に5箇所必要となる。これに対し、本実施形態の場合は、図1に示したように、ピストン後退制御ポート113、バルブ制御ポート114およびピストン前進制御ポート112の3箇所のみである。
In particular, since the above-described prior art has a low degree of freedom in the layout of the circuit configuration, it is necessary to provide both the supply and discharge passages for pressure oil on the forward side and the backward side, respectively, for driving the valve. Therefore, five passages for driving the valve are required between the front chamber and the rear chamber of the piston, as shown in FIG. On the other hand, in the present embodiment, as shown in FIG. 1, there are only three locations, that is, the piston backward control
通路本数が少ないことは、直接的に加工コストの低減に繋がる。また、回路構成のレイアウトの自由度が高いことは、ピストン後室・バルブ・アキュムレータを集約して配設して通路長を短縮することができる。これにより、油圧効率を向上させることが可能であり、さらに、ピストン後室111に接続するピストン後室通路121の通路面積を拡大して大油量に対応することも可能である。
A small number of passages directly leads to a reduction in processing costs. In addition, the high degree of freedom in the layout of the circuit configuration enables the passage length to be shortened by arranging piston rear chambers, valves, and accumulators together. Thereby, it is possible to improve hydraulic efficiency, and it is also possible to expand the passage area of the piston
さらに、上記従来技術の油圧回路は、通路本数が多い点のみならず、図9に示したように、ピストンの前室とバルブの後室、ピストンの後室とバルブの前室を接続しているので、油圧回路が互いに交差するように配設されて、非常に複雑なレイアウトであることが見て取れる。これに対し、本実施形態の構造は、図1に示したように、非常にシンプルな回路となっている。したがって、加工コストを低減することができる。 Furthermore, the hydraulic circuit of the above prior art has not only a large number of passages, but also connects the front chamber of the piston and the rear chamber of the valve, and the rear chamber of the piston and the front chamber of the valve as shown in FIG. Therefore, it can be seen that the hydraulic circuits are arranged so as to cross each other and have a very complicated layout. On the other hand, the structure of the present embodiment is a very simple circuit as shown in FIG. Therefore, the processing cost can be reduced.
項目2)について
上記従来技術は、バルブの前後室高低圧切換式を採用し、且つ、バルブの前後室が共に低圧となるタイミングにおいてバルブを保持する保持機構を備えるため、バルブ構造は、図9に示したように、弁室と摺接する外径形状として、前方から後方へ向けて、小径−中径−大径−中径−小径と5段もの多段構造が必要である。さらに、バルブを保持するための圧油の給排気通路を前後2箇所に設けなければならない。これに対し、本実施形態のバルブ構造は、小径−大径−中径の僅か3段であり、また、バルブに自身の保持機構用の給排油通路の加工も不要なので、バルブの構造自体を極めて簡素にすることができる。本実施形態のバルブ構造の簡素さは、バルブ自体の加工コストを低減することが可能なだけではなく、当然のことながら、対応する弁室側の加工、すなわち、シリンダ内径加工の加工コストを大きく低減することができる。
Regarding Item 2) The above prior art employs a valve front / rear chamber high / low pressure switching type and includes a holding mechanism for holding the valve at a timing when both the front and rear chambers of the valve are at a low pressure. As shown in Fig. 5, the outer diameter shape that is in sliding contact with the valve chamber requires a multistage structure of five stages, ie, small diameter-medium diameter-large diameter-medium diameter-small diameter from the front to the rear. Further, it is necessary to provide pressure oil supply / exhaust passages for holding the valve at two locations in the front and rear. On the other hand, the valve structure of the present embodiment has only three stages of a small diameter, a large diameter, and a medium diameter, and the valve structure itself is not necessary because the valve does not require processing of a supply / discharge oil passage for its own holding mechanism. Can be made extremely simple. The simplicity of the valve structure of the present embodiment can not only reduce the processing cost of the valve itself, but naturally increases the processing cost of the corresponding valve chamber side, that is, the cylinder inner diameter processing. Can be reduced.
項目3)について
上記従来技術では、バルブ前室は、バルブ制御通路(前)を介して接続しているポートが、ピストン前進制御ポートとピストン後退制御連動ポートの二箇所であるところ、バルブ後退局面(図10(b))においては、ピストン後退制御連動ポートは、その本来の機能であるバルブ前進局面でのバルブ前室の圧油を排油ポートへ排出するのとは裏腹に、ピストン前進制御ポート内の圧油が排油ポートへとリークする要因となっている(この現象は、バルブ後退局面におけるピストン後退制御連動ポートでも同様である)。一般に、打撃装置において、ポートの数が多い程、圧油のリークする箇所は多くなる。
Item 3) In the above prior art, in the valve front chamber, the ports connected via the valve control passage (front) are the two positions of the piston forward control port and the piston backward control interlocking port. In FIG. 10 (b), the piston retraction control interlocking port is opposed to discharging the pressure oil in the valve front chamber in the valve advancement phase, which is its original function, to the oil discharge port. The pressure oil in the port leaks to the oil discharge port (this phenomenon is the same for the piston reverse control interlocking port in the valve reverse phase). Generally, in the striking device, the greater the number of ports, the greater the number of places where pressure oil leaks.
これに対し、本実施形態の構造は、バルブ制御室137に着目すると、バルブ制御通路126を介して接続しているポートは、バルブ制御ポート114の一箇所のみなので、リーク量を最小限に留めることができる。
また、本実施形態において、図3(c)から(d)への間、すなわち、バルブ制御ポート114がピストン後退制御ポート113との連通状態が途切れてピストン前進制御ポート112と連通するまでの間は、バルブ制御室137はピストン大径部(後)202によって閉回路となっており、この閉回路内に圧油が封入されることでバルブ300を後退位置に保持しているところ、圧油が供給されない状態でリーク量が大きいとバルブ300の挙動が不安定となるので、バルブ制御ポート114に接続されるポートは一箇所が好ましいといえる。このように、本実施形態では、圧油のリーク量を低減して打撃効率を高めるだけではなく、バルブ300の挙動を安定させるためにバルブ制御ポート114を設定している。
On the other hand, in the structure of the present embodiment, focusing on the
Further, in this embodiment, the period from FIG. 3C to FIG. 3D, that is, until the
項目4)について
上記従来技術では、バルブ保持機構を構成する給排油通路をバルブ内部に設けているの
でバルブが中実構造である。これに対し、本実施形態は、バルブ300が、軸方向に貫通するバルブ中空通路311を有する中空構造なので、バルブを中空化することで重量の軽減が図られている。そのため、バルブ駆動に消費する油量を低減することができ、打撃効率が向上する。
Item 4) In the above prior art, the valve has a solid structure because the oil supply / discharge oil passage constituting the valve holding mechanism is provided inside the valve. On the other hand, in this embodiment, since the
このように、本実施形態のピストン前後室高低圧切換式の液圧式打撃装置は、ピストン前後室高低圧切換により高打撃力を備えながらも、従来と比べて、加工コストが低減され、油圧効率を向上させることができる。
また、一般に、液圧式打撃装置のバルブの前後のストローク端では、低圧回路に接続されて負圧が作用して大気圧以下まで圧力が低下する場合があり、そのような場合は、キャビテーションの発生が問題となることがある。これに対し、本実施形態では、バルブ中空通路311、バルブ前端面308、およびバルブ後端面309は常時高圧なので、これらの箇所のうちのどこかが低圧に切り替わる場合に比べると、キャビテーションの発生を抑制することができる。
As described above, the hydraulic striking device of the piston front / rear chamber high / low pressure switching type according to the present embodiment has a high striking force by switching the piston front / rear chamber high / low pressure, but has a reduced processing cost and hydraulic efficiency. Can be improved.
Also, in general, at the stroke end before and after the valve of the hydraulic striking device, the pressure may be reduced to below atmospheric pressure due to the negative pressure acting on the low pressure circuit, in which case cavitation occurs May be a problem. In contrast, in this embodiment, the valve
また、本実施形態での図3の(d)から(a)へ切り替わる途中の段階、すなわち、バルブ300が前端位置に切り替わり、ピストン前室110が低圧、ピストン後室111が高圧になりピストン200が減速しながら後方ストロークエンドまで後退する間においては、ピストン前室110とバルブ制御ポート114の両方が低圧となるので、ピストン大径部(前)201は油膜切れが発生しやすく、キャビテーションも発生しやすい状態にさらされる。これに対し、本実施形態では、ピストン後退制御ポート113が常に高圧となっておりそこから微量の圧油がリークするので、油膜切れとキャビテーションの発生を抑制することができる。
Further, in the present embodiment, in the middle of switching from (d) to (a) in FIG. 3, that is, the
以上説明したように、本実施形態のピストン前後室高低圧切換式の液圧式打撃装置は、ピストン前後室高低圧切換による高打撃力を備えることで、打撃効率を向上させつつも、バルブ制御手段に圧油を供給する経路とピストン後室に圧油を供給する経路との間にアキュムレータを設けたので、打撃性能の安定化を図ることができる。 As described above, the piston front / rear chamber high / low pressure switching type hydraulic striking device of the present embodiment is provided with a high striking force by switching the piston front / rear chamber high / low pressure, thereby improving the striking efficiency and the valve control means. Since the accumulator is provided between the path for supplying the pressure oil to the path and the path for supplying the pressure oil to the piston rear chamber, the impact performance can be stabilized.
以下、本実施形態の変形例、および他の実施形態について更に説明する。
図4に上記第一実施形態の第一の変形例を示す。同図に示すように、この第一の変形例では、図1に示したバルブ高圧通路124の代わりに、バルブ300aのバルブ大径部302に、径方向に貫通するバルブ本体高圧通路313を設けた例である。なお、この例では、バルブ高圧通路123’の一端は、高圧回路101の高圧アキュムレータ400の上流側に接続している。
Hereinafter, modifications of this embodiment and other embodiments will be further described.
FIG. 4 shows a first modification of the first embodiment. As shown in the figure, in this first modification, a valve main body high-
この第一の変形例によれば、図1におけるバルブ高圧通路(後)124を省略することができる。そのため、油圧回路の構成をより簡素化することが可能となるので、加工コストが低減される。なお、バルブ本体高圧通路313は、従来のバルブ保持機構の連通路のように途中で屈曲部を持たない、径方向に貫通する貫通孔なので、バルブ本体高圧通路313の加工は非常に容易である。
ただし、この第一の変形例においては、上記第一実施形態とは異なり、バルブ付勢手段(中空通路311、バルブ前端面308、バルブ後端面309)とピストン後室111との間には高圧アキュムレータ400が介在していない。そのため、図1に示した上記第一実施形態に比べると、バルブ300aの水撃作用時の挙動は安定性が低下する。
(第二の変形例)
図5に上記第一実施形態の第二の変形例を示す。この第二の変形例は、バルブ本体の溝構造とバルブ制御手段の回路構成を変更した例である。同図に示すように、この第二の変形例は、ピストン−バルブの動作関係が、図1に示した第一実施形態とは、逆(逆作動バルブ)になる場合である。
詳しくは、図5に示すように、バルブ300bは、軸方向に貫通するバルブ中空通路311’が設けられた中空円筒形状の弁体である。バルブ300bは、バルブ大径部301’、302’、303’と、バルブ大径部301’の前側に設けられたバルブ小径部304’、およびバルブ大径部303’の後側に設けられたバルブ中径部305’とを有する。バルブ大径部301’とバルブ大径部302’の間には、ピストン前室排油溝314が設けられている。また、バルブ大径部303’とバルブ中径部305’の間には、ピストン後室排油溝315が設けられている。さらに、バルブ大径部302’とバルブ大径部303の間には、ピストン前後室切換溝316が設けられている。
According to the first modification, the valve high-pressure passage (rear) 124 in FIG. 1 can be omitted. Therefore, the configuration of the hydraulic circuit can be further simplified, so that the processing cost is reduced. Since the valve main body high-
However, in the first modified example, unlike the first embodiment, there is a high pressure between the valve urging means (
(Second modification)
FIG. 5 shows a second modification of the first embodiment. This second modification is an example in which the groove structure of the valve body and the circuit configuration of the valve control means are changed. As shown in the figure, the second modification is a case where the operation relationship of the piston-valve is opposite to that of the first embodiment shown in FIG.
Specifically, as shown in FIG. 5, the
バルブ300bの両端面は、前方がバルブ前端面308’および後方がバルブ後端面309’となっている。バルブ小径部304’とバルブ大径部301’との境界にはバルブ段付面(前)310’が形成されている。
バルブ高圧通路(前)123’’は、ピストン前進制御ポート112とバルブ高圧通路(後)124を接続している。バルブ低圧通路125’は、ピストン後退制御ポート113とピストン前室低圧ポート135とを接続している。バルブ制御通路126は、図1に示した第一実施形態と同様に、バルブ制御ポート114とバルブ制御室137とを接続している。これにより、この第二の変形例によれば、図1に示した第一実施形態とはピストン−バルブの動作関係が逆となる(逆作動バルブ)。
As for both end surfaces of the
The valve high pressure passage (front) 123 ″ connects the piston
この第二の変形例の最大の特徴は、ピストン前進制御ポート112が、高圧回路に常時接続されている点である。つまり、上述したように、打撃装置の油圧回路内においては、低圧接続される箇所にキャビテーションが発生し易いところ、発生したキャビテーションが破裂してエロージョンを引き起こす箇所としては、キャビテーションが滞留する閉所や複雑な形状を呈した箇所であり、第一実施形態の打撃装置においては、ピストン前進制御ポート112のショートストロークポート112aがこれに相当する。
The greatest feature of the second modification is that the piston
そのため、図1および図4に示す例においては、ショートストロークポート112aが低圧に常時接続されているので、当該箇所でエロージョンが発生し易くなることから、この第二の変形例を採用することが好ましい場合がある。特に、可変絞りが全閉のとき(すなわちロングストロークでのみ作動させる作業現場で用いるとき)は、当該箇所でのエロージョン発生を防止する上では、この第二の変形例を採用することは有効である。但し、ピストン後退制御ポート113が常時低圧となるので、前述したピストン大径部(前)201の油膜切れ防止効果とキャビテーション抑制効果については低下する。
Therefore, in the example shown in FIG. 1 and FIG. 4, since the
(第二実施形態)
次に、本発明に係るピストン前後室高低圧切換式の液圧式打撃装置の第二実施形態について説明する。図6は第二実施形態の模式図である。上記第一実施形態およびその変形例では、全て中空バルブを採用した例を示したが、本実施形態は、中実バルブを採用している例である。以下、第一実施形態との差異点のみを説明する。
(Second embodiment)
Next, a second embodiment of the hydraulic striking device of the piston front / rear chamber high / low pressure switching type according to the present invention will be described. FIG. 6 is a schematic diagram of the second embodiment. In the first embodiment and the modifications thereof, an example in which a hollow valve is employed has been shown. However, the present embodiment is an example in which a solid valve is employed. Only differences from the first embodiment will be described below.
図6に示すように、シリンダ100aには、ピストン200と非同軸に弁室150が形成されており、この弁室150にバルブ350が摺嵌されている。弁室150は、前方から後方へ向けて順に、バルブ前室152、バルブ主室151、およびバルブ後室153を有する。バルブ主室151には、前方から後方へ向けて順に、ピストン前室低圧ポート155、ピストン高圧ポート154、およびピストン後室低圧ポート156がそれぞれ所定間隔離隔して設けられている。
As shown in FIG. 6, a
バルブ350は、中実の弁体であり、バルブ大径部351、352、353と、その前側に設けられたバルブ中径部354、および後側に設けられたバルブ小経部355とを外周面に有する。バルブ大径部351とバルブ大径部352の間には、円環状のピストン前室切換溝356が設けられている。バルブ大径部352とバルブ大径部353の間には円環状のピストン後室切換溝357が設けられている。本実施形態では、これらピストン前室切換溝356およびピストン後室切換溝357が「ピストン高低圧切換部」になっている。
The
バルブ大径部351、352、353がバルブ主室151と摺嵌し、バルブ中径部354がバルブ前室152と摺嵌し、バルブ小径部355がバルブ後室153と摺嵌するように構成されている。バルブ350の両端面は、前方がバルブ前端面358および後方がバルブ後端面359となっている。ここで、バルブ中径部354の外径は、バルブ小径部355の外径よりも大きく設定されている。したがって、バルブ前端面358の受圧面積はバルブ後端面359の受圧面積よりも大きくなっている。
The valve
高圧回路101はピストン高圧ポート154に接続され、低圧回路102はピストン前室低圧ポート155およびピストン後室低圧ポート156に接続されている。ピストン前室通路120は、一方がピストン前室110に接続され、他方がバルブ主室151のピストン高圧ポート154とピストン前室低圧ポート155との中間部に接続されている。ピストン後室通路121は、一方がピストン後室111に接続され、他方がバルブ主室151のピストン高圧ポート154とピストン後室低圧ポート156との中間部に接続されている。
The
バルブ高圧通路(前)123は、ピストン後退制御ポート113とバルブ高圧通路(後)124とを接続している。バルブ高圧通路124は、バルブ後室153と高圧回路101の高圧アキュムレータ400よりも上流側(図6中で右側)を接続している。したがって、バルブ後室153は常時高圧となっており、バルブ後端面359の受圧面積に圧油が供給されることでバルブ350に前進推力が常時作用する。つまり、この第二実施形態においては、バルブ後室153を常時高圧としてバルブ後端面359の受圧面積に圧油が供給されることでバルブ350に前進推力を常時作用させる構成が、上記課題を解決するための手段に記載の「バルブ付勢手段」に対応している。
The valve high pressure passage (front) 123 connects the piston
バルブ低圧通路125は、ピストン前進制御ポート112とピストン後室低圧ポート156とを接続している。バルブ制御通路126は、バルブ制御ポート114とバルブ前室152とを接続している。なお、バルブ低圧通路125は、ピストン前進制御ポート112と低圧回路102とを接続してもよい。
The valve
バルブ制御ポート114がピストン後退制御ポート113と連通して、バルブ高圧通路(前)123からの高圧油がバルブ制御通路126を経てバルブ前室152に供給される。これにより、バルブ前端面358とバルブ後端面359の受圧面積差によってバルブ350は後退する。ここで、この第二実施形態では、バルブ350に対する前進推力(=上述した常時作用する「バルブ付勢手段」の付勢力)に抗してバルブ350を後進させる構成が、上記課題を解決するための手段に記載の「バルブ制御手段」に対応している。すなわち、本実施形態のバルブ前室152は、上記第一実施形態のバルブ制御室137に相当する。
The
この第二実施形態では、バルブが中実構造であることが特徴である。中実バルブは、中空バルブと比較して剛性が高いことから、大径部351、352、353とピストン前室切換溝356、ピストン後室切換溝357との径差を大きく設定することが可能であり、この部分の通路面積を拡大することができる。したがって、第二実施形態の構成であれば、油圧効率が多少劣っても超高圧・大油量の高打撃力仕様の打撃装置が必要な場合は有効である。なお、バルブ切換ストローク端(大径部351の前端面と大径部353の後端面)においては、キャビテーションが発生する可能性はあるが、それ以外は、基本的に図1に示した第一実施形態と同様の作用効果を奏する。
The second embodiment is characterized in that the valve has a solid structure. Since the solid valve has higher rigidity than the hollow valve, it is possible to set a large difference in diameter between the
以上説明したように、本発明の上記実施形態ないし変形例は、ピストンの駆動を前後室高低圧切換式としているので、高打撃数を実現することができる。そして、水撃作用により圧油に衝撃が発生するピストン後室とバルブを駆動のための油圧経路との間に、高圧アキュムレータを配設することで、圧油の衝撃がバルブの不安定な挙動を及ぼすことを防止することができる。そのため、従来の液圧式打撃装置にて開示されたピストン前後室と切換弁機構に係る回路構成からは得られない作用効果を奏するものである。 As described above, in the above-described embodiment or modification of the present invention, the piston is driven by the front / rear chamber high / low pressure switching type, so that a high number of hits can be realized. And by placing a high-pressure accumulator between the piston rear chamber where the impact is generated in the hydraulic oil due to the water hammer and the hydraulic path for driving the valve, the impact of the hydraulic oil is unstable behavior of the valve. Can be prevented. Therefore, there is an effect that cannot be obtained from the circuit configuration relating to the piston front and rear chambers and the switching valve mechanism disclosed in the conventional hydraulic striking device.
以上、本発明の実施形態ないし変形例について図面を参照して説明したが、本発明に係る液圧式打撃装置は、上記実施形態ないし変形例に限定されるものではなく、本発明の主旨を逸脱しなければ、その他の種々の変形や各構成要素を変更することが許容されることは勿論である。
例えば、図6に示したバルブ付勢手段は、バルブ後室153を常時高圧としてバルブ後端面359の受圧面に圧油が供給されることでバルブ350に前進推力を常時作用させる構成例を示したが、これに限らず、例えば、バルブ付勢手段を油圧で作動するものに替えて、バネによる押圧力や高圧ガスを封入してその圧力によってバルブ350に前進推力を常時作用させることも可能である。
As mentioned above, although embodiment thru | or modification of this invention were demonstrated with reference to drawings, the hydraulic striking device which concerns on this invention is not limited to the said embodiment thru | or modification, and deviates from the main point of this invention. If not, it is a matter of course that other various modifications and changes of each component are allowed.
For example, the valve urging means shown in FIG. 6 shows a configuration example in which the forward thrust is always applied to the
(本発明に係るピストン後室高低圧切換式の液圧式打撃装置の一実施形態)
ところで、本発明は高打撃数を実現するための前後室高低圧切換式の液圧式打撃装置の打撃性能を安定させるために特に好適であることは上記の通りであるが、本発明者は、ピストン前室が常時高圧に接続されるとともにピストン後室を高圧と低圧に交互に切換る、いわゆる「ピストン後室高低圧切換式」の液圧式打撃装置においても、バルブ挙動を安定させる上で同等の効果を奏することを見出した。
(One Embodiment of Piston Rear Chamber High / Low Pressure Switching Type Hydraulic Blowing Device According to the Present Invention)
By the way, as described above, the present invention is particularly suitable for stabilizing the striking performance of the hydraulic striking device of the front / rear chamber high / low pressure switching type for realizing a high striking number. The piston front chamber is always connected to high pressure and the piston rear chamber is alternately switched between high pressure and low pressure. I found out that the effect of.
以下、本発明を「ピストン後室高低圧切換式」の液圧式打撃装置に適用した実施形態について、図7を適宜参照しつつ説明する。なお、同図におけるピストンおよびバルブは、それぞれの軸線上側はピストンが前進から後退へと転じる局面の状態を示し、軸線下側はピストンが後退から前進へと転じる局面の状態を示している。
このピストン後室高低圧切換式の液圧式打撃装置は、図7に示すように、シリンダ100bと、ピストン200と、を備えて構成されている。ピストン200は、その略中央に大径部201、202を有しており、その大径部201、202の前後には、小径部203、204がそれぞれ設けられている。大径部201と202の略中央には、円環状の切換溝205が形成されている。
Hereinafter, an embodiment in which the present invention is applied to a “piston rear chamber high / low pressure switching type” hydraulic striking device will be described with reference to FIG. In addition, the piston and valve in the same figure show the state of the phase where the piston turns from the forward movement to the backward movement, and the lower side of the axis shows the state of the situation where the piston turns from the backward movement to the forward movement.
As shown in FIG. 7, the piston rear chamber high / low pressure switching hydraulic striking device includes a
このピストン200が、シリンダ100bの内部に摺嵌されることで、シリンダ100b内にピストン前室110とピストン後室111とがそれぞれ画成されている。ピストン前室110は、ピストン前室通路120を介して高圧回路101へ常時接続されている。一方、ピストン後室111は、後述する切換弁機構210の前後進切換えによって、高圧回路101と低圧回路102とにそれぞれ交互に連通可能になっている。高圧回路101には高圧アキュムレータ400が設けられ、低圧回路102には低圧アキュムレータ401が設けられている。
The
切換弁機構210は、シリンダ100b内に、ピストン200と非同軸に形成された弁室150が形成されており、この弁室150に摺嵌されたバルブ350を有する。弁室150は、前方から後方へ向けて順に、バルブ前室152、バルブ主室151、およびバルブ後室153を有する。バルブ主室151には、前方から後方へ向けて順に、ピストン後室高圧ポート154、ピストン後室切換ポート158、およびピストン後室低圧ポート156がそれぞれ所定間隔離隔して設けられている。
The switching
このバルブ350は、中実の円筒体であり、バルブ大径部351および352と、その前側に設けられたバルブ中径部354、および後側に設けられたバルブ小径部355を有している。バルブ小径部355とバルブ大径部352との間には、バルブ350の後方への移動を規制するバルブ後退規制部355aが設けられている。バルブ大径部351とバルブ大径部352との間には円環状のピストン後室高圧切換溝357が設けられており、バルブ大径部352とバルブ後退規制部355aとの間にはピストン後室低圧切換溝357aが設けられている。
The
バルブ大径部351、352がバルブ主室151と摺嵌し、バルブ中径部354がバルブ前室152と摺嵌し、バルブ小径部355がバルブ後室153と摺嵌するように構成されている。ここで、バルブ中径部354の外径はバルブ小径部355の外径よりも大きく設定されている。したがって、バルブ中径部354側の受圧面積はバルブ小径部355側の受圧面積よりも大きくなっている。ピストン前室110とピストン後室111との間には、前方から後方に向けてそれぞれ所定間隔離隔して、ピストン前進制御ポート112、ピストン後退制御ポート113、および排油ポート115が設けられている。
The valve
高圧回路101の高圧アキュムレータ400の下流側(図中左側)がピストン後室高圧通路121aを介してピストン後室高圧ポート154に接続されている。また、高圧回路101の高圧アキュムレータ400の上流側(図中右側)が、ピストン前室通路120を介してピストン前室110と接続されるとともに、ピストン前室通路120から分岐するバルブ高圧通路124を介してバルブ後室153と接続されている。
The downstream side (left side in the figure) of the
バルブ前室152にはバルブ制御通路126の一端が接続されており、バルブ制御通路126の他端は、前側通路126aと後側通路126bに分岐している。前側通路126aはピストン前進制御ポート112と接続され、後側通路126bがピストン後退制御ポート113に接続されている。ピストン後室111はピストン後室通路121によってピストン後室切換ポート158に接続されている。排油ポート115はバルブ低圧通路125を介して低圧回路102に接続されている。ピストン後室低圧切換ポート156はピストン後室低圧通路121bを介して低圧回路102に接続されている。
One end of a
ここで、バルブ350は、バルブ後室153が常時高圧となっているので常時前方へと付勢されているが、この構成が上記課題を解決する手段に記載の「バルブ付勢手段」に対応している。そして、バルブ350は、バルブ前室152がバルブ制御通路126aによって高圧油が供給されるとバルブ前室152とバルブ後室153の受圧面積差で後退し、バルブ制御通路126bによって圧油が排出されると再び前進するが、このバルブ前室152に圧油が供給されてバルブ350が後退する構成が上記の「バルブ制御手段」に対応している。
Here, the
このように、本実施形態はピストン前室110が常時高圧接続されるとともに、ピストン後室111がバルブ350の前後進によって高圧と低圧に交互に接続されることでピストン200が前後進する公知のピストン後室高低圧切換式の液圧式打撃装置(例えば、特許第4912785号公報の図1を参照)を基本構成としている。
As described above, in this embodiment, the piston
しかしながら、本実施形態は、従来の液圧式打撃装置とは、ピストン後室111に圧油を供給する経路(ピストン後室高圧通路121a、ピストン後室高圧ポート154、ピストン後室高圧切換溝357、およびピストン後室通路121)とバルブ付勢手段(バルブ高圧通路124およびバルブ後室153)並びにバルブ制御手段(ピストン前室通路120、ピストン前室110、バルブ制御通路126、およびバルブ前室152)に圧油を供給する経路との間に高圧アキュムレータ400が設けられている点で相違している。
However, this embodiment is different from the conventional hydraulic striking device in that a path for supplying pressure oil to the piston rear chamber 111 (piston rear chamber
したがって、ピストン後室高低圧切換式の液圧式打撃装置であっても、第一実施形態および第二実施形態と同様に、水撃作用により圧油に衝撃が発生するピストン後室111とバルブ駆動のための油圧経路との間に高圧アキュムレータ400を配することで、圧油の衝撃がバルブ350の不安定な挙動に影響を及ぼすことを防止することができる。
Accordingly, even in the piston rear chamber high / low pressure switching type hydraulic striking device, the piston
(本発明に係る後室常時高圧―前室高低圧切換方式の液圧式打撃装置の一実施形態)
さらに、本発明者は、ピストン後室が常時高圧に接続されるとともにピストン前室を高圧と低圧に交互に切換る、いわゆる「後室常時高圧―前室高低圧切換方式」の液圧式打撃装置においても、バルブ挙動を安定させる上で同等の効果を奏することを見出した。以下、本発明を「後室常時高圧―前室高低圧切換方式」の液圧式打撃装置に適用した一実施形態について、図8を適宜参照しつつ説明する。なお、図8は、本発明に係る後室常時高圧―前室高低圧切換方式の液圧式打撃装置の一実施形態の模式図である。
(Embodiment of a hydraulic striking device of the rear chamber always high pressure-front chamber high / low pressure switching system according to the present invention)
Further, the present inventor has disclosed a so-called “rear chamber constant high pressure-front chamber high / low pressure switching system” hydraulic striking device in which the piston rear chamber is always connected to high pressure and the piston front chamber is alternately switched between high pressure and low pressure. Also found that the same effect was achieved in stabilizing the valve behavior. Hereinafter, an embodiment in which the present invention is applied to a hydraulic striking device of “rear chamber constant high pressure-front chamber high / low pressure switching system” will be described with reference to FIG. 8 as appropriate. FIG. 8 is a schematic view of an embodiment of a hydraulic striking device of the rear chamber always high pressure-front chamber high / low pressure switching system according to the present invention.
図8に示すように、この液圧式打撃装置は、シリンダ100と、シリンダ100の内部に軸方向に沿ってスライド移動可能に摺嵌されたピストン200とを備えている。ピストン200は、軸方向中央の大径部(前)201、大径部(後)202と、その大径部201、202の前後に形成された小径部(前)203、小径部(後)204とを有する。小径部(前)203の直径は、小径部(後)204の直径よりも小さく設定されている。ピストン大径部201、202の略中央には、円環状のバルブ切換溝205が形成されている。
As shown in FIG. 8, the hydraulic striking device includes a
ピストン200が、シリンダ100内に摺嵌して設けられることで、ピストン200の外周面とシリンダ100の内周面との間に、軸方向の前後に離隔してピストン前室110とピストン後室111とがそれぞれ画成されている。そして、シリンダ100の内部には、ピストン前室110を交互に高圧回路101と低圧回路102とに切換えてピストン200の前進および後退が繰返されるように作動油を給排させる切換弁機構210が設けられている。
Since the
切換弁機構210は、シリンダ100の内部に、ピストン200と非同軸に形成された弁室130と、この弁室130に摺嵌されたバルブ(スプール)300とを有する。弁室130は、前方から後方へ向けて順に、弁室小径部132、弁室大径部131、および弁室中径部133が多段の円環状溝によって形成されている。弁室大径部131には、前方から後方へ向けてそれぞれ所定間隔離隔して、バルブ制御室137、ピストン前室低圧ポート135、ピストン前室高圧ポート134、および低圧ポート136が設けられている。
The switching
ピストン前室110には、バルブ300の前後進切換によってピストン前室110を高圧回路101と低圧回路102へとそれぞれ連通させるピストン前室通路120が接続されている。一方、ピストン後室111には、高圧回路101と常時連通させるピストン後室通路121が接続されている。高圧回路101には高圧アキュムレータ400が設けられ、低圧回路102には低圧アキュムレータ401が設けられている。
Connected to the piston
ピストン前室110とピストン後室111の間には、前方から後方へ向けてそれぞれ所定間隔隔離して、ピストン後退制御ポート113、バルブ制御ポート114、およびピストン前進制御ポート112が設けられている。ピストン前進制御ポート112は、通常ストローク用とショートストローク用として開口部が二箇所に設けられている。ピストン前室110側のピストン前進制御ポート112aが可変絞りを備えたショートストローク用である。本明細書では、通常ストロークの設定、すなわち、可変絞りを全閉状態として、ピストン後室111側のピストン前進制御ポート112が作用する設定で説明をする。
Between the piston
バルブ300は、軸方向に貫通するバルブ中空通路311を有する中空円筒形状の弁体である。バルブ300は、バルブ大径部301、302と、バルブ大径部301の前側に設けられたバルブ小径部304と、バルブ大径部302の後側に設けられたバルブ中径部305とを外周面に有する。バルブ大径部301とバルブ大径部302の間には、円環状のピストン前室切換溝306が設けられている。
The
この切換弁機構210は、バルブ大径部301、302が弁室大径部131と摺嵌するように構成され、バルブ小径部304が弁室小径部132と摺嵌するように構成され、バルブ中径部305が弁室中径部133と摺嵌するように構成されている。バルブ300の両端面は、前方がバルブ前端面308、後方がバルブ後端面309となっている。バルブ小径部304とバルブ大径部301との境界には、バルブ段付面(前)310が形成され、バルブ大径部302とバルブ中径部305の境界にはバルブ段付面(後)312が形成されている。
The switching
高圧回路101はピストン前室高圧ポート134に接続されており、低圧回路102はピストン前室低圧ポート135および低圧ポート136にそれぞれ接続されている。ピストン前室通路120は、一方がピストン前室110に接続され、他方が弁室大径部131のピストン前室高圧ポート134とピストン前室低圧ポート135との中間部に接続されている。
The
バルブ高圧通路(前)123は、ピストン後退制御ポート113と弁室130の前側端面を接続し、バルブ高圧通路(後)124は、弁室130の後側端面と高圧回路101の高圧アキュムレータ400よりも上流側(同図中で右側)の位置とを接続している。したがって、バルブ中空通路311は常時高圧となっている。なお、バルブ高圧通路(前)123は、ピストン後退制御ポート113とバルブ高圧通路(後)124とを接続してもよい。
The valve high pressure passage (front) 123 connects the piston
バルブ低圧通路125は、ピストン前進制御ポート112と低圧ポート136とを接続している。バルブ制御通路126は、バルブ制御ポート114とバルブ制御室137とを接続している。なお、バルブ低圧通路125は、ピストン前進制御ポート112と低圧回路102とを直接接続してもよい。
中空通路311は常時高圧接続されているので、それぞれ高圧油が作用するバルブ前端面308とバルブ後端面309においては、その外径寸法の差、すなわち受圧面積差によってバルブ300は常に前方へと付勢されており、この構成が上記課題を解決するための手段に記載の「バルブ付勢手段」に対応している。
The valve
Since the
また、バルブ切換溝205によってピストン後退制御ポート113とバルブ制御ポート114が連通し、バルブ制御路126を経てバルブ高圧通路(前)123の高圧油がバルブ制御室137に供給されると、バルブ300に作用する前方への付勢力に抗してバルブ300は後退するが、これらの構成が上記課題を解決するための手段に記載の「バルブ制御手段」に対応している。
Further, when the piston
ここで、この液圧式打撃装置において、切換弁機構210は、「バルブ制御手段」と「バルブ付勢手段」を構成する通路、すなわち、バルブ高圧通路(後)124、中空通路311、バルブ高圧通路(前)123、ピストン後退制御ポート113、バルブ制御ポート114、およびバルブ制御通路126(以下、これらを総称して「バルブ駆動回路」という)と、ピストン後室111へと圧油が供給される通路、すなわち、ピストン高圧ポート134およびピストン後室通路121との間に、高圧アキュムレータ400が介在する構造となっている。
Here, in this hydraulic striking device, the switching
この液圧式打撃装置によれば、切換弁機構210の作動により、ピストン前室110は高圧と低圧に交互に切換えされ、ピストン前室110が低圧に接続されるとピストン後室111が常時高圧に接続されているのでピストン200は前進し、ピストン前室110が高圧接続されると、ピストン後室111との受圧面積の差からピストン200は後退する。
According to this hydraulic striking device, the operation of the switching
ここで、この液圧式打撃装置において、ピストン200が打撃点でロッドを打撃すると、ピストン200が急停止するため、ピストン後室111では、いわゆる水撃作用(ウォーターハンマー)により圧油に衝撃が発生する。このとき、バルブ300は完全に後端ストロークには達していない。そのため、圧油の衝撃が高圧に接続した全通路に伝搬することになる。特に、上記「バルブ駆動回路」は、高圧に接続されているので、この水撃作用の衝撃が伝わるとバルブ300の挙動が不安定となるおそれがある。
Here, in this hydraulic striking device, when the
これに対し、この液圧式打撃装置では、バルブ高圧通路124が、バルブ後室となる弁室中径部133と高圧回路101の高圧アキュムレータ400よりも上流側とを接続している。つまり、ピストン後室111と「バルブ駆動回路」との間に高圧アキュムレータ400が介在するので、圧油内の衝撃がバルブ制御室137や弁室130内のバルブ前端面308とバルブ後端面309に伝わることを抑制することができる。そのため、バルブ300の前方への付勢力とこの付勢力に対抗して作用する後退推力が安定する。したがって、バルブ300の挙動が安定するので打撃性能が安定する。
On the other hand, in this hydraulic striking device, the valve high-
100 シリンダ
100a シリンダ
101、101’ 高圧回路
102、102’ 低圧回路
110 ピストン前室
111 ピストン後室
112 ピストン前進制御ポート
112a〃 (ショートストローク)
113 ピストン後退制御ポート
114 バルブ制御ポート
120 ピストン前室通路
121 ピストン後室通路
123、123’、123” バルブ高圧通路(前)
124 バルブ高圧通路(後)
125 バルブ低圧通路
126 バルブ制御通路
127 バルブ高圧通路
128 バルブ低圧通路(前)
129 バルブ低圧通路(後)
130 弁室
131 弁室大径部
132 弁室小径部
133 弁室中径部
134 ピストン高圧ポート
135 ピストン前室低圧ポート
136 ピストン後室低圧ポート
137 バルブ制御室
138 ピストン前室高圧ポート
139 ピストン後室高圧ポート
140 ピストン低圧ポート
150 弁室
151 バルブ主室
152 バルブ前室
153 バルブ後室
154 ピストン高圧ポート
155 ピストン前室低圧ポート
156 ピストン後室低圧ポート
157 バルブ付勢室
200 ピストン
201 大径部(前)
202 大径部(後)
203 小径部(前)
204 小径部(後)
205 バルブ切換溝
210 切換弁機構
300 バルブ(中空)
300a バルブ(中空、通路内蔵)
300b バルブ(中空、逆作動)
301、301’ バルブ大径部(前)
302、302’ バルブ大径部(中)
303、303’ バルブ大径部(後)
304、304’ バルブ小径部
305、306’ バルブ中径部
306 ピストン前室切換溝(ピストン高低圧切換部)
307 ピストン後室切換溝(ピストン高低圧切換部)
308、308’ バルブ前端面
309、309’ バルブ後端面
310、310’ バルブ段付面(前)
311、311’ バルブ中空通路
312 バルブ段付面(後)
313 バルブ本体高圧通路
314 ピストン前室排油溝
315 ピストン後室排油溝
316 ピストン前後室切換溝
350 バルブ(中実)
351 バルブ大径部(前)
352 バルブ大径部(中)
353 バルブ大径部(後)
354 バルブ中径部
355 バルブ小径部
356 ピストン前室切換溝
357 ピストン後室切換溝
358 バルブ前端面
359 バルブ後端面
400 高圧アキュムレータ
401 低圧アキュムレータ
100
113 Piston
124 Valve high pressure passage (rear)
125 Valve
129 Valve low pressure passage (rear)
130
202 Large diameter part (rear)
203 Small diameter part (front)
204 Small diameter part (rear)
205
300a valve (hollow, built-in passage)
300b Valve (hollow, reverse operation)
301, 301 'Valve large diameter part (front)
302, 302 'Valve large diameter part (middle)
303, 303 'Valve large diameter part (rear)
304, 304 ′ Valve
307 Piston rear chamber switching groove (piston high / low pressure switching section)
308, 308 'Valve
311, 311 ′ Valve
313 Valve body high-
351 Valve large diameter part (front)
352 Valve Large Diameter (Medium)
353 Valve large diameter part (rear)
354 Valve
Claims (3)
前記ピストンは、大径部と、該大径部の前後にそれぞれ設けられた小径部と、前記大径部の軸方向の略中央に形成されたバルブ切換溝とを有し、前記シリンダは、複数の制御ポートを有し、
前記切換弁機構は、前記シリンダ内に前記ピストンとは非同軸に形成されるとともに前記複数の制御ポートが接続された弁室と、該弁室内に摺嵌されたバルブと、該バルブを前後進方向の一方向に向けて常時付勢するバルブ付勢手段と、圧油が供給されたときに前記バルブ付勢手段の付勢力に抗して前記バルブを反対方向へと移動させるバルブ制御手段と、前記バルブ制御手段に圧油を供給する経路と前記ピストン後室に圧油を供給する経路との間に設けられたアキュムレータとを有し、
前記切換弁機構は、前記複数の制御ポート相互が前記ピストンの前後進による前記バルブ切換溝の前後移動に応じて所定に連通することにより前記バルブ制御手段への圧油を給排して前記バルブを前後進させ、当該バルブの前後進に応じて前記ピストン前室および前記ピストン後室を交互に高圧回路と低圧回路とに切換えて前記ピストンの前進および後退が繰返されるように作動油を給排させることを特徴とする液圧式打撃装置。 A cylinder, a piston slidably fitted in the cylinder, a piston front chamber and a piston rear defined between an outer peripheral surface of the piston and an inner peripheral surface of the cylinder and spaced apart in the axial direction And a switching valve mechanism that alternately switches the piston front chamber and the piston rear chamber to a high pressure circuit and a low pressure circuit, and hydraulically presses the striking rod by moving the piston back and forth in the cylinder. A striking device,
The piston has a large-diameter portion, small-diameter portions provided respectively before and after the large-diameter portion, and a valve switching groove formed in the approximate center of the large-diameter portion in the axial direction. Has multiple control ports,
The switching valve mechanism includes a valve chamber formed non-coaxially with the piston in the cylinder and connected to the plurality of control ports, a valve slidably fitted in the valve chamber, and a forward and backward movement of the valve. A valve urging means for constantly urging in one direction, and a valve control means for moving the valve in the opposite direction against the urging force of the valve urging means when pressurized oil is supplied. And an accumulator provided between a path for supplying pressure oil to the valve control means and a path for supplying pressure oil to the piston rear chamber,
The switching valve mechanism supplies and discharges pressure oil to and from the valve control means by allowing the plurality of control ports to communicate with each other in accordance with the back-and-forth movement of the valve switching groove caused by the forward and backward movement of the piston. The piston front chamber and the piston rear chamber are alternately switched between a high pressure circuit and a low pressure circuit in accordance with the forward / backward movement of the valve, and hydraulic oil is supplied and discharged so that the forward and backward movement of the piston is repeated. A hydraulic striking device characterized in that
前記切換弁機構は、前記シリンダ内に前記ピストンとは非同軸に形成された弁室と、該弁室内に摺嵌されたバルブと、該バルブを前後進方向の一方向に向けて常時付勢するバルブ付勢手段と、圧油が供給されたときに前記バルブ付勢手段の付勢力に抗して前記バルブを反対方向へと移動させるバルブ制御手段と、前記ピストン後室に圧油を供給する経路と前記バルブ付勢手段並びに前記バルブ制御手段との間に設けられたアキュムレータとを有し、
前記切換弁機構は、前記ピストンの前後進に応じて前記バルブ制御手段への圧油を給排して前記バルブを前後進させ、当該バルブの前後進に応じて前記ピストン後室を交互に高圧回路と低圧回路とに切換えて前記ピストンの前進および後退が繰返されるように作動油を給排させることを特徴とする液圧式打撃装置。 A cylinder, a piston slidably fitted in the cylinder, a piston front chamber and a piston rear defined between an outer peripheral surface of the piston and an inner peripheral surface of the cylinder and spaced apart in the axial direction And a switching valve mechanism for always connecting the piston front chamber to a high pressure circuit and a low pressure circuit, and a piston for striking by moving the piston back and forth in the cylinder. A hydraulic striking device for striking
The switching valve mechanism includes a valve chamber formed non-coaxially with the piston in the cylinder, a valve slidably fitted in the valve chamber, and constantly biasing the valve in one direction of forward and backward movement. A valve urging means that moves the valve in the opposite direction against the urging force of the valve urging means when pressure oil is supplied, and pressure oil is supplied to the piston rear chamber And an accumulator provided between the valve energizing means and the valve urging means and the valve control means,
The switching valve mechanism supplies and discharges pressure oil to and from the valve control means according to the forward / backward movement of the piston to move the valve forward and backward, and alternately pressurizes the piston rear chamber according to the forward / backward movement of the valve. A hydraulic striking device characterized in that the hydraulic oil is supplied and discharged so that the forward and backward movements of the piston are repeated by switching between a circuit and a low pressure circuit.
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