JP6594705B2

JP6594705B2 - Hydraulic striking device

Info

Publication number: JP6594705B2
Application number: JP2015166798A
Authority: JP
Inventors: 年雄松田
Original assignee: Furukawa Rock Drill Co Ltd
Current assignee: Furukawa Rock Drill Co Ltd
Priority date: 2015-08-26
Filing date: 2015-08-26
Publication date: 2019-10-23
Anticipated expiration: 2035-08-26
Also published as: JP2017042865A

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.

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。同文献記載の液圧式打撃装置について、図６を適宜参照しつつ説明する。なお、同図におけるピストン（図中上方に配置）およびバルブ（図中下方に配置）は、それぞれの軸線上側がピストンが前進から後退へと転じる局面の状態を示し、軸線下側が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。
図６に示すように、同文献記載の液圧式打撃装置は、シリンダ５００と、ピストン５２２とを備える。ピストン５２２は、中実の円筒体であり、その略中央に大径部５２３、５２４を有し、大径部５２３の前側には中径部５２５が、大径部５２４の後側には小径部５２６がそれぞれ設けられている。 As this type of hydraulic striking device, for example, a technique described in Patent Document 1 is disclosed. The hydraulic striking device described in this document will be described with reference to FIG. 6 as appropriate. Note that the piston (arranged in the upper part of the figure) and the valve (arranged in the lower part of the figure) in the same figure show a state in which the upper side of each axis turns the piston from forward to backward, and the lower side of the axis indicates that the piston is backward. The state of the phase which turns to the forward is shown.
As shown in FIG. 6, the hydraulic striking device described in the document includes a cylinder 500 and a piston 522. The piston 522 is a solid cylindrical body, and has large-diameter portions 523 and 524 at substantially the center thereof. The medium-diameter portion 525 is disposed on the front side of the large-diameter portion 523 and the small-diameter portion is disposed on the rear side of the large-diameter portion 524. Each part 526 is provided.

大径部５２３と５２４の略中央には、円環状のバルブ切換溝５２７が形成されている。ピストン中径部５２５の外径はピストン小径部５２６の外径よりも大きく設定されている。これにより、後述するピストン前室５０１およびピストン後室５０２におけるピストン５２２の受圧面積、すなわち大径部５２３と中径部５２５の径差、および大径部５２４と小径部５２６の段差はピストン後室５０２側の方が大きくなっている。
このピストン５２２が、シリンダ５００の内部に摺嵌されることで、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。ピストン前室５０１は、ピストン前室通路５１６を介して高圧回路５１３に常時接続されている。一方、ピストン後室５０２は、後述する切換弁機構５４０の前後進切換えによって、高圧回路５１３と低圧回路５１９とにそれぞれ交互に連通可能になっている。高圧回路５１３には高圧アキュムレータ５３６が設けられ、低圧回路５１９には低圧アキュムレータ５３７が設けられている。 An annular valve switching groove 527 is formed substantially at the center of the large diameter portions 523 and 524. The outer diameter of the piston middle diameter portion 525 is set larger than the outer diameter of the piston small diameter portion 526. Thereby, the pressure receiving area of the piston 522 in the piston front chamber 501 and the piston rear chamber 502, which will be described later, that is, the difference in diameter between the large diameter portion 523 and the medium diameter portion 525, and the step between the large diameter portion 524 and the small diameter portion 526 The 502 side is larger.
The piston 522 is slidably fitted into the cylinder 500, so that a piston front chamber 501 and a piston rear chamber 502 are defined in the cylinder 500, respectively. The piston front chamber 501 is always connected to the high-pressure circuit 513 via the piston front chamber passage 516. On the other hand, the piston rear chamber 502 can communicate with the high-pressure circuit 513 and the low-pressure circuit 519 alternately by forward / reverse switching of a switching valve mechanism 540 described later. The high voltage circuit 513 is provided with a high pressure accumulator 536, and the low voltage circuit 519 is provided with a low pressure accumulator 537.

切換弁機構５４０は、シリンダ５００内に、ピストン５２２と非同軸に形成された弁室５０６が形成され、この弁室５０６に摺嵌されたバルブ５２８を有する。弁室５０６は、前方から後方へ向けて順に、バルブ前室５０８、バルブ主室５０７、およびバルブ後室５０９を有する。バルブ主室５０６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５１０、ピストン後室切換ポート５１１、およびピストン後室低圧ポート５１２がそれぞれ所定間隔離隔して設けられている。
バルブ５２８は、中実の円筒体であり、その略中央にバルブ大径部５２９、５３０を有する。大径部５２９の前側にはバルブ中径部５３１が、大径部５３０の後側にはバルブ小径部５３２がそれぞれ設けられている。バルブ大径部５３０とバルブ小径部５３２との間には、バルブ５２８の後方への移動を規制するバルブ後退規制部５３３が設けられている。バルブ大径部５２９とバルブ大径部５３０との間には円環状のピストン後室高圧切換溝５３４が設けられ、バルブ大径部５３０とバルブ後退規制部５３３との間にはピストン後室低圧切換溝５３５が設けられている。 The switching valve mechanism 540 has a valve chamber 506 formed non-coaxially with the piston 522 in the cylinder 500, and has a valve 528 slidably fitted in the valve chamber 506. The valve chamber 506 has a valve front chamber 508, a valve main chamber 507, and a valve rear chamber 509 in order from the front to the rear. In the valve main chamber 506, a piston rear chamber high-pressure port 510, a piston rear chamber switching port 511, and a piston rear chamber low-pressure port 512 are provided in order from the front to the rear, respectively, with predetermined intervals.
The valve 528 is a solid cylindrical body, and has valve large-diameter portions 529 and 530 at substantially the center thereof. A valve middle diameter portion 531 is provided on the front side of the large diameter portion 529, and a valve small diameter portion 532 is provided on the rear side of the large diameter portion 530. Between the valve large diameter portion 530 and the valve small diameter portion 532, a valve retraction restricting portion 533 for restricting the backward movement of the valve 528 is provided. An annular piston rear chamber high pressure switching groove 534 is provided between the valve large diameter portion 529 and the valve large diameter portion 530, and a piston rear chamber low pressure is provided between the valve large diameter portion 530 and the valve retraction regulating portion 533. A switching groove 535 is provided.

バルブ大径部５２９、５３０がバルブ主室５０７と摺嵌し、バルブ中径部５３１がバルブ前室５０８と摺嵌し、バルブ小径部５３２がバルブ後室５０９と摺嵌するように構成されている。ここで、バルブ中径部５３１の外径はバルブ小径部５３２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５３１側の受圧面積はバルブ小径部５３２側の受圧面積よりも大きくなっている。ピストン前室５０１とピストン後室５０２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５０３、ピストン後退制御ポート５０４、および排油ポート５０５が設けられている。 The valve large diameter portions 529 and 530 are slidably fitted to the valve main chamber 507, the valve middle diameter portion 531 is slidably fitted to the valve front chamber 508, and the valve small diameter portion 532 is slidably fitted to the valve rear chamber 509. Yes. Here, the outer diameter of the valve middle diameter portion 531 is set larger than the outer diameter of the valve small diameter portion 532. Therefore, the pressure receiving area on the valve middle diameter portion 531 side is larger than the pressure receiving area on the valve small diameter portion 532 side. Between the piston front chamber 501 and the piston rear chamber 502, a piston forward control port 503, a piston reverse control port 504, and an oil discharge port 505 are provided with a predetermined distance from the front to the rear. .

高圧回路５１３は高圧通路５１４を介してピストン後室高圧ポート５１０に接続されている。また、高圧通路５１４から分岐したピストン前室通路５１６を介してピストン前室１１０と接続されるとともに、高圧通路５１４から分岐したバルブ後室通路５１７を介してバルブ後室５０９と接続されている。
バルブ前室５０８にはバルブ制御通路５１８の一端が接続され、バルブ制御通路５１８の他端は、バルブ前室高圧通路５１８ａとバルブ前室低圧通路５１８ｂに分岐している。バルブ前室高圧通路５１８ａはピストン前進制御ポート５０３と接続され、バルブ前室低圧通路５１８ｂがピストン後退制御ポート５０４に接続されている。ピストン後室５０２は、ピストン後室通路５１５によってピストン後室切換ポート５１１に接続されている。排油ポート５０５は、バルブ低圧通路５２０を介して低圧回路５１９に接続されている。ピストン後室低圧ポート５１２はピストン低圧通路５２１を介して低圧回路５１９に接続されている。 The high pressure circuit 513 is connected to the piston rear chamber high pressure port 510 via the high pressure passage 514. Further, the piston front chamber passage 516 branched from the high pressure passage 514 is connected to the piston front chamber 110, and the valve rear chamber passage 517 branched from the high pressure passage 514 is connected to the valve rear chamber 509.
One end of a valve control passage 518 is connected to the valve front chamber 508, and the other end of the valve control passage 518 branches into a valve front chamber high pressure passage 518a and a valve front chamber low pressure passage 518b. The valve front chamber high pressure passage 518 a is connected to the piston advance control port 503, and the valve front chamber low pressure passage 518 b is connected to the piston reverse control port 504. The piston rear chamber 502 is connected to the piston rear chamber switching port 511 by a piston rear chamber passage 515. The oil discharge port 505 is connected to a low pressure circuit 519 through a valve low pressure passage 520. The piston rear chamber low pressure port 512 is connected to a low pressure circuit 519 via a piston low pressure passage 521.

この液圧式打撃装置は、ピストン前室５０１が常時高圧接続されているので常時後方へと付勢され、ピストン後室５０２がバルブ５２８の作動により高圧接続されると受圧面積差によってピストン５２２は前進し、ピストン後室５０２がバルブ５２８の作動により低圧接続されるとピストン５２２は後退する。
また、バルブ５２８は、バルブ後室５０９が常時高圧接続されているので常時前方へと付勢され、バルブ制御通路５１８が前室５０９と連通してバルブ前室が高圧接続されると受圧面積差によってバルブ５２８は後退し、バルブ制御通路５１８が排油ポートと連通してバルブ前室５０８が低圧接続されるとバルブ５２８は前進する。 In this hydraulic striking device, the piston front chamber 501 is always connected to high pressure, so that it is always urged backward. When the piston rear chamber 502 is connected to high pressure by the operation of the valve 528, the piston 522 moves forward due to the pressure receiving area difference. When the piston rear chamber 502 is connected to the low pressure by the operation of the valve 528, the piston 522 moves backward.
Further, the valve 528 is always urged forward because the valve rear chamber 509 is always connected to high pressure, and when the valve control passage 518 communicates with the front chamber 509 and the valve front chamber is connected to high pressure, there is a difference in pressure receiving area. As a result, the valve 528 moves backward, and the valve 528 moves forward when the valve control passage 518 communicates with the oil discharge port and the valve front chamber 508 is connected to a low pressure.

特許第４９１２７８５号公報Japanese Patent No. 4912785

この液圧式打撃装置では、上述した通り、油圧回路に高圧油が供給されるとピストン５２２およびバルブ５２８が協働して前進と後退を繰り返しながらピストン５２２がシャンクロッド（図示略）を打撃する。このとき、油圧回路内では高圧から低圧、または低圧から高圧へと圧力の変動、すなわち脈動が発生するが、打撃数は機種によっては毎分３０００回に達するものがある。そのため、脈動によって液圧式打撃装置に圧油を供給する作業車両の油圧配管部品が激しく振動して破損するおそれがある。そこで、高圧回路５１３と低圧回路５１９にそれぞれ高圧アキュムレータ５３６と低圧アキュムレータ５３７を設けて圧油の脈動を緩衝している。 In this hydraulic striking device, as described above, when high pressure oil is supplied to the hydraulic circuit, the piston 522 strikes the shank rod (not shown) while the piston 522 and the valve 528 cooperate to repeat forward and backward movements. At this time, in the hydraulic circuit, pressure fluctuation, that is, pulsation, occurs from high pressure to low pressure or from low pressure to high pressure, but the number of strikes may reach 3000 times per minute depending on the model. Therefore, the hydraulic piping parts of the work vehicle that supplies pressure oil to the hydraulic striking device due to pulsation may vibrate and be damaged. Therefore, the high pressure circuit 513 and the low pressure circuit 519 are provided with a high pressure accumulator 536 and a low pressure accumulator 537, respectively, to buffer pressure oil pulsation.

高圧アキュムレータ５３６は、上述した脈動の緩衝手段として機能する他に、油圧回路内の余剰となった圧油を蓄圧し、一転して油量が必要となれば蓄圧した圧油を油圧回路内に放出することで増圧手段として機能する。すなわち、ピストン５２２が後退から前進へと転じる局面では、バルブ５２８は既に後退位置に切換えられておりピストン後室５０２には圧油が満たされているが、ピストン５２２が慣性で後死点まで後退するので、ピストン後室５０２内の圧油はピストン５２２に押し出されてピストン後室通路５１５および高圧通路５１４を経て高圧回路５１３側へと逆流する。 In addition to functioning as a pulsation buffer, the high-pressure accumulator 536 accumulates excess pressure oil in the hydraulic circuit, and if the oil amount is required to change, the accumulated pressure oil is accumulated in the hydraulic circuit. By discharging, it functions as a pressure increasing means. That is, when the piston 522 turns from backward to forward, the valve 528 has already been switched to the backward position and the piston rear chamber 502 is filled with pressure oil, but the piston 522 is retracted to the rear dead center due to inertia. Therefore, the pressure oil in the piston rear chamber 502 is pushed out to the piston 522 and flows back to the high pressure circuit 513 side through the piston rear chamber passage 515 and the high pressure passage 514.

したがって、高圧回路５１３には、油圧ポンプから供給される圧油とこの逆流とが流入するので、圧油が余剰となり、高圧アキュムレータ５３６に蓄圧される。次に、ピストン５２２が前進を開始すると、後室５０２では大量の圧油が必要となり、油圧ポンプから吐出される圧油と高圧アキュムレータ５３６に蓄圧された圧油とが合流して高圧通路５１４に供給され、ピストン５２２の前進動作が加速されるので打撃効率が向上する。
この高圧通路５１４および高圧回路５１３で発生する圧油の逆流状態は、ピストン後室５０２内の圧力が油圧ポンプの吐出圧力よりも高くなることに起因する現象であるが、例えば、岩盤が硬く反発が大きい場合は、ピストン５２２の後退速度が早くなり、上述した慣性でピストン５２２が後退する距離も長くなる。そのため、ピストン後室５０２内の圧力と油圧ポンプの吐出圧の圧力差が大きくなり逆流の勢いが優勢となる。 Therefore, since the pressure oil supplied from the hydraulic pump and the backflow flow into the high-pressure circuit 513, the pressure oil becomes surplus and is accumulated in the high-pressure accumulator 536. Next, when the piston 522 starts moving forward, a large amount of pressure oil is required in the rear chamber 502, and the pressure oil discharged from the hydraulic pump and the pressure oil accumulated in the high-pressure accumulator 536 merge to enter the high-pressure passage 514. Since the forward movement of the piston 522 is accelerated, the hitting efficiency is improved.
The backflow state of the pressure oil generated in the high pressure passage 514 and the high pressure circuit 513 is a phenomenon caused by the pressure in the piston rear chamber 502 becoming higher than the discharge pressure of the hydraulic pump. Is large, the retraction speed of the piston 522 is increased, and the distance by which the piston 522 is retracted due to the inertia described above is also increased. Therefore, the pressure difference between the pressure in the piston rear chamber 502 and the discharge pressure of the hydraulic pump becomes large, and the backflow momentum becomes dominant.

このように逆流が優勢となると、高圧回路５１３内の圧油は、高圧アキュムレータ５３６に蓄圧されずに素通りして高圧回路５１３の上流側、すなわち油圧ポンプ側へと流出するので、高圧アキュムレータ５３６の利用効率が低下することになる。したがって、高圧アキュムレータ５３６の緩衝機能および蓄圧機能が充分に発揮できず、振動が発生して打撃効率が低下するといった問題が発生する。
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、アキュムレータの利用効率を向上させて、振動が少なく打撃効率の高い液圧式打撃装置を提供することを課題とする。 When the backflow becomes dominant in this way, the pressure oil in the high-pressure circuit 513 passes through the high-pressure accumulator 536 without being accumulated, and flows out to the upstream side of the high-pressure circuit 513, that is, the hydraulic pump side. Usage efficiency will decrease. Therefore, the buffering function and the pressure accumulating function of the high-pressure accumulator 536 cannot be sufficiently exhibited, and there arises a problem that vibration is generated and the impact efficiency is lowered.
Therefore, the present invention has been made paying attention to such problems, and it is an object of the present invention to provide a hydraulic striking device that improves the utilization efficiency of an accumulator and has high vibration efficiency with less vibration. .

上記課題を解決するために、本発明の一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、該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の少なくとも一方を高圧回路および低圧回路の少なくとも一方に切換えて前記ピストンを駆動する切換弁機構と、前記高圧回路に設けられた高圧アキュムレータと、前記低圧回路に設けられた低圧アキュムレータとを備え、前記高圧回路に油圧ポンプで圧油を供給し前記低圧回路から圧油をタンクへと排出することで、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、前記高圧回路の前記高圧アキュムレータの接続位置と前記油圧ポンプとの間に、圧油の流れを規制する方向規制手段として絞り弁を有し、前記絞り弁は、流入時と流出時の絞り効果の差によって、前記高圧アキュムレータ側から前記油圧ポンプ側への圧油の流れを抑制するとともに、前記油圧ポンプから前記高圧回路への圧油の流れには規制を加えないことを特徴とする。 In order to solve the above problems, a hydraulic striking device according to one 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. The piston front chamber and the piston rear chamber, which are defined between and separated from each other in the axial direction, and at least one of the piston front chamber and the piston rear chamber is switched to at least one of a high pressure circuit and a low pressure circuit. A switching valve mechanism for driving the high pressure circuit, a high pressure accumulator provided in the high pressure circuit, and a low pressure accumulator provided in the low pressure circuit. Pressure oil is supplied to the high pressure circuit by a hydraulic pump, and pressure oil is supplied from the low pressure circuit. Is a hydraulic striking device for striking a striking rod by moving the piston back and forth in the cylinder by discharging it into the tank, Between a connection position of the high-pressure accumulator and the hydraulic pump has a throttle valve as the direction regulating means for regulating the flow of hydraulic fluid, the throttle valve, the difference in throttling effect at the outflow at the time of inflow, the high pressure The flow of pressure oil from the accumulator side to the hydraulic pump side is suppressed , and the flow of pressure oil from the hydraulic pump to the high pressure circuit is not restricted.

ここで、本発明の一態様に係る液圧式打撃装置において、前記絞り弁による調整流速が、前記油圧ポンプの吐出口元の流速に対して、３．５７〜１０倍の範囲であることは好ましい。
本発明の一態様に係る液圧式打撃装置によれば、高圧アキュムレータの接続位置と油圧ポンプの間に、高圧アキュムレータ側から油圧ポンプ側への圧油の流れを抑制する方向規制手段として絞り弁を設けたので、圧油は、絞り弁による流入時と流出時の絞り効果の差によって油圧ポンプ側への流出が抑制されて、高圧アキュムレータに蓄圧される。そのため、高圧アキュムレータの利用効率が向上する。 Here, the hydraulic percussion device according to one embodiment of the present invention, the adjustment velocity by the throttle valve, with respect to the flow rate of the discharge mouth of said hydraulic pump, it is preferably in the range of 3.57 to 10 times.
According to the hydraulic percussion device according to one embodiment of the present invention, between the connecting position and the hydraulic pump of a high pressure accumulator, a throttle valve as the direction regulating means for inhibiting the flow of hydraulic fluid to the hydraulic pump side from the high-pressure accumulator side since there is provided, hydraulic fluid outflow to the difference thus hydraulic pump side of the throttle effect during the outflow and when inflow by throttle valve is suppressed, is accumulated in the high pressure accumulator. For this reason, the utilization efficiency of the high-pressure accumulator is improved.

特に、高圧回路内の圧力が油圧ンプの吐出圧力よりも過大となり、勢いが優勢な逆流が発生した場合であっても、圧油が方向規制手段によって油圧ポンプ側への流出が抑制されて、高圧アキュムレータに蓄圧されるので、高圧アキュムレータの利用効率がさらに向上する。
一方、油圧ポンプから高圧回路へと圧油が供給される場合には、方向規制手段は、圧油の流れに対して逆方向の流れと比べれば規制を加えないので、油圧ポンプの吐出圧は、これまで通り各打撃機構部に供給されて液圧式打撃装置が作動する。 Particularly, it becomes excessive than the discharge pressure of the pressure oil pump in the high pressure circuit, even if the momentum is predominant regurgitation occurs, the outflow of the hydraulic pump side by the pressure oil in the direction regulating means is suppressed In addition, since the pressure is accumulated in the high pressure accumulator, the utilization efficiency of the high pressure accumulator is further improved.
On the other hand, when pressure oil is supplied from the hydraulic pump to the high pressure circuit, the direction regulating means does not regulate the pressure oil flow compared to the flow in the opposite direction, so the discharge pressure of the hydraulic pump is As usual, the hydraulic striking device is operated by being supplied to each striking mechanism.

上述のように、本発明によれば、アキュムレータの利用効率を向上させて振動が少なく、打撃効率の高い液圧式打撃装置を提供することができる。 As described above, according to the present invention, it is possible to provide a hydraulic striking device that improves the utilization efficiency of the accumulator and has less vibration and high striking efficiency.

本発明の一態様に係る液圧式打撃装置の第一実施形態の模式図である。It is a mimetic diagram of a first embodiment of a hydraulic striking device concerning one mode of the present invention. 第一実施形態に係る液圧式打撃装置におけるバルブ本体の説明図である。It is explanatory drawing of the valve body in the hydraulic striking device concerning a first embodiment. 本発明の一態様に係る液圧式打撃装置の第二実施形態の模式図である。It is a schematic diagram of 2nd embodiment of the hydraulic striking device which concerns on 1 aspect of this invention. 第二実施形態での絞り弁の作用を説明する図であって、同図は、流速と圧損の関係を示している。It is a figure explaining the effect | action of the throttle valve in 2nd embodiment, Comprising: The figure has shown the relationship between the flow velocity and pressure loss. 第二実施形態に係る液圧式打撃装置の作動原理図である。It is an operation principle figure of the hydraulic striking device concerning a second embodiment. 従来の液圧式打撃装置の一例を示す模式図である。It is a schematic diagram which shows an example of the conventional hydraulic striking device.

以下、本発明の一態様に係る液圧式打撃装置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。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。
但し、図面は模式的なものである。そのため、厚みと平面寸法との関係、比率等は現実のものとは異なることに留意すべきであり、図面相互間においても互いの寸法の関係や比率が異なる部分が含まれている。また、以下に示す実施形態は、本発明の技術的思想を具体化するための装置や方法を例示するものであって、本発明の技術的思想は、構成部品の材質、形状、構造、配置等を下記の実施形態に特定するものではない。なお、第一実施形態での方向規制手段（逆止弁４０４）は、本発明の参考態様として示す。 Hereinafter, embodiments or modifications of a hydraulic striking device according to an aspect 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.
However , the drawings are schematic. For this reason, it should be noted that the relationship between the thickness and the planar dimension, the ratio, and the like are different from the actual ones, and the dimensional relationship and the ratio are different between the drawings. Further, the following embodiments exemplify apparatuses and methods for embodying the technical idea of the present invention, and the technical idea of the present invention is the material, shape, structure, and arrangement of components. Etc. are not specified in the following embodiments. In addition, the direction control means (check valve 404) in 1st embodiment is shown as a reference aspect of this invention.

第一実施形態の液圧式打撃装置は、図１に示すように、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とを備える。ピストン２００は、軸方向中央の大径部（前）２０１、大径部（後）２０２と、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。
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。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。 As shown in FIG. 1, the hydraulic striking device according to the first embodiment includes a cylinder 100 and a piston 200 slidably fitted in the cylinder 100 so as to be slidable along the axial direction. The piston 200 includes a large-diameter portion (front) 201 and a large-diameter portion (rear) 202 at the center in the axial direction, and small-diameter portions 203 and 204 formed before and after the large-diameter portions 201 and 202. An annular valve switching groove 205 is formed only at one location in the approximate center of the piston large diameter portions 201 and 202.
Since the piston 200 is slidably fitted in the cylinder 100, the piston front chamber 110 and the piston rear chamber are separated from each other in the axial direction between the outer peripheral surface of the piston 200 and the inner peripheral surface of the cylinder 100. 111 are defined. Inside the cylinder 100, a switching valve mechanism for supplying and discharging hydraulic oil so that the piston front chamber 110 and the piston rear chamber 111 are alternately switched between the high-pressure circuit 101 and the low-pressure circuit 102, and the forward and backward movement of the piston 200 is repeated. 210 is provided.

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 valve mechanism 210 has a valve chamber 130 formed non-coaxially with the piston 200 and a valve (spool) 300 slidably fitted in the valve chamber 130 inside the cylinder 100. In the valve chamber 130, a valve chamber small-diameter portion 132, a valve chamber large-diameter portion 131, and a valve chamber intermediate-diameter portion 133 are formed by multistage annular grooves in order from the front to the rear. The valve chamber large-diameter portion 131 is provided with a valve control chamber 137, a piston front chamber low pressure port 135, a piston high pressure port 134, and a piston rear chamber low pressure port 136, which are spaced apart from each other by a predetermined distance from the front to the rear. Yes.

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は、配管部材４０２ａを介して油圧ポンプ４０２が接続され、低圧回路１０２は、配管部材４０３ａを介してタンク４０３に接続されている。高圧回路１０１および低圧回路１０２のシリンダ１００側には、それぞれ高圧アキュムレータ４００および低圧アキュムレータ４０１が設けられている。 Connected to the piston front chamber 110 is a piston front chamber passage 120 that connects the piston front chamber 110 to the high pressure circuit 101 and the low pressure circuit 102 by switching the valve 300 forward and backward. On the other hand, a piston rear chamber passage 121 that connects the piston rear chamber 111 to the high pressure circuit 101 and the low pressure circuit 102 by switching the valve 300 forward and backward is connected to the piston rear chamber 111.
The high pressure circuit 101 is connected to a hydraulic pump 402 via a piping member 402a, and the low pressure circuit 102 is connected to a tank 403 via a piping member 403a. A high pressure accumulator 400 and a low pressure accumulator 401 are provided on the cylinder 100 side of the high voltage circuit 101 and the low voltage circuit 102, respectively.

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 front chamber 110 and the piston rear chamber 111, a piston reverse control port 113, a valve control port 114, and a piston forward control port 112 are provided at predetermined intervals from the front to the rear. The piston advance control port 112 has two openings for a normal stroke and a short stroke. The piston advance control port 112a on the piston front chamber 110 side is for a short stroke having a variable throttle. In this specification, the normal stroke setting, that is, the variable throttle is fully closed and the piston advance control port 112 on the piston rear chamber 111 side operates will be described.

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。 As shown in FIG. 2, the valve 300 is a hollow cylindrical valve body having a valve hollow passage 311 penetrating in the axial direction. The valve 300 includes valve large diameter portions 301, 302, and 303, a valve small diameter portion 304 provided on the front side of the valve large diameter portion 301, and a valve medium diameter portion 305 provided on the rear side of the valve large diameter portion 303. On the outer peripheral surface. An annular piston front chamber switching groove 306 is provided between the valve large diameter portion 301 and the valve large diameter portion 302, and between the valve large diameter portion 302 and the valve large diameter portion 303, the annular piston rear chamber switching groove 306 is provided. A chamber switching groove 307 is provided.

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 valve mechanism 210 is configured such that the valve large diameter portions 301, 302, 303 are slidably fitted with the valve chamber large diameter portion 131, and the valve small diameter portion 304 is slidably fitted with the valve chamber small diameter portion 132, The valve middle diameter portion 305 is configured to be slidably fitted to the valve chamber middle diameter portion 133. As for both end faces of the valve 300, the front is a valve front end face 308 and the rear is a valve rear end face 309. A valve stepped surface (front) 310 is formed at the boundary between the valve small diameter portion 304 and the valve large diameter portion 301, and a valve stepped surface (rear) is formed at the boundary between the valve large diameter portion 303 and the valve middle diameter portion 305. 312 is formed.

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）
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×（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）・・・・・・（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。
Ｓ１＜Ｓ２・・・・・・・・・・・・・・・・・（式３）
［Ｓ１＋Ｓ３］＞Ｓ２・・・・・・・・・・・・（式４）
Ｓ３＞Ｓ４・・・・・・・・・・・・・・・・・（式５） Here, assuming that the outer diameter of the valve large diameter portions 301, 302, 303 is φD1, the outer diameter of the valve small diameter portion 304 is φD2, the outer diameter of the valve middle diameter portion 305 is φD3, and the inner diameter of the valve hollow passage 311 is φD4. , ΦD1 to φD4 are as follows (Formula 1).
φD4 <φD2 <φD3 <φD1 (Equation 1)
Further, the pressure receiving area of the valve front end surface 308 is S1, the pressure receiving area of the valve rear end surface 309 is S2, the pressure receiving area S3 of the valve stepped surface (front), and the pressure receiving area of the valve stepped surface (rear) 312 is S4. The following (Formula 2).
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 (3)
[S1 + S3]> S2 (Equation 4)
S3> S4 (Equation 5)

高圧回路１０１は、ピストン高圧ポート１３４に接続され、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。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。 The high pressure circuit 101 is connected to the piston high pressure port 134, and the low pressure circuit 102 is connected to the piston front chamber low pressure port 135 and the piston rear chamber low pressure port 136, respectively. One of the piston front chamber passages 120 is connected to the piston front chamber 110, and the other is connected to an intermediate portion between the piston high pressure port 134 and the piston front chamber low pressure port 135 of the valve chamber large diameter portion 131. One of the piston rear chamber passages 121 is connected to the piston rear chamber 111, and the other is connected to an intermediate portion between the piston high pressure port 134 and the piston rear chamber low pressure port 136 of the valve chamber large diameter portion 131.

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 reverse control port 113 and the front end surface of the valve chamber 130, and the valve high pressure passage (rear) 124 is connected to the rear end surface of the valve chamber 130 and the high pressure accumulator 400 of the high pressure circuit 101. Is also connected to a position on the upstream side (right side in FIG. 1). Therefore, the valve hollow passage 311 is always at a high pressure. The valve high pressure passage (front) 123 may connect the piston reverse control port 113 and the valve high pressure passage (rear) 124.
The valve low pressure passage 125 connects the piston advance control port 112 and the piston rear chamber low pressure port 136. The valve control passage 126 connects the valve control port 114 and the valve control chamber 137. The valve low pressure passage 125 may connect the piston advance control port 112 and the low pressure circuit 102.

ここで、高圧回路１０１には、高圧アキュムレータ４００の接続位置と油圧ポンプ４０２との間に、逆止弁４０４が設けられている。本実施形態では、逆止弁４０４は、高圧回路１０１と配管部材４０２ａの接続箇所の近傍に設けられている。この逆止弁４０４は、油圧ポンプ４０２が吐出する圧油が高圧回路１０１を介してピストン後室１１１側へと供給されることを妨げないが、一方で、ピストン後室１１１１内の圧油が逆流し、高圧回路１０１側から油圧ポンプ４０２へと流出することを防止するように規制する。この逆止弁４０４が、上記課題を解決する手段に記載の「方向規制手段」を構成している。 Here, the high pressure circuit 101 is provided with a check valve 404 between the connection position of the high pressure accumulator 400 and the hydraulic pump 402. In the present embodiment, the check valve 404 is provided in the vicinity of the connection point between the high-pressure circuit 101 and the piping member 402a. The check valve 404 does not prevent the pressure oil discharged from the hydraulic pump 402 from being supplied to the piston rear chamber 111 side via the high pressure circuit 101, but the pressure oil in the piston rear chamber 1111 is not The reverse flow is controlled so as to prevent the hydraulic pump 402 from flowing out from the high-pressure circuit 101 side. This check valve 404 constitutes “direction regulating means” described in the means for solving the above-mentioned problems.

次に、第一実施形態の液圧式打撃装置の作用効果について説明する。
第一実施形態の液圧式打撃装置によれば、高圧回路１０１の高圧アキュムレータ４００の接続位置と油圧ポンプ４０２の間に、高圧アキュムレータ４００側から油圧ポンプ４０２側への圧油の流れを防止する逆止弁４０４を設けたので、圧油は、逆止弁４０４によって油圧ポンプ４０２側へは流出せずに、高圧アキュムレータ４００に蓄圧される。そのため、高圧アキュムレータ４００の利用効率を向上させることができる。
特に、高圧回路１０１内の圧力が油圧ンプ４０２の吐出圧力よりも過大となり、勢いが優勢な逆流が発生した場合であっても、逆止弁４０４によって圧油が油圧ポンプ側に流出せずに高圧アキュムレータ４００に蓄圧されるので、高圧アキュムレータ４００の利用効率がさらに向上する。一方、油圧ポンプ４０２から高圧回路１０１へと圧油が供給される場合には、逆止弁４０４は圧油の流れに規制を加えないので、油圧ポンプ４０２の吐出圧は、これまで通り各打撃機構部に供給されて液圧式打撃装置を作動させることができる。 Next, the effect of the hydraulic striking device of the first embodiment will be described.
According to the hydraulic striking device of the first embodiment, the reverse of preventing the flow of pressure oil from the high pressure accumulator 400 side to the hydraulic pump 402 side between the connection position of the high pressure accumulator 400 of the high pressure circuit 101 and the hydraulic pump 402. Since the stop valve 404 is provided, the pressure oil is accumulated in the high-pressure accumulator 400 without flowing out to the hydraulic pump 402 side by the check valve 404. Therefore, the utilization efficiency of the high-pressure accumulator 400 can be improved.
In particular, even when the pressure in the high-pressure circuit 101 is higher than the discharge pressure of the hydraulic pump 402 and a backflow with a dominant momentum occurs, the check valve 404 does not cause the pressure oil to flow out to the hydraulic pump side. Since the pressure is accumulated in the high-pressure accumulator 400, the utilization efficiency of the high-pressure accumulator 400 is further improved. On the other hand, when the pressure oil is supplied from the hydraulic pump 402 to the high pressure circuit 101, the check valve 404 does not restrict the flow of the pressure oil, so that the discharge pressure of the hydraulic pump 402 remains the same as before. The hydraulic striking device can be operated by being supplied to the mechanism section.

次に、本発明の第二実施形態の液圧式打撃装置について図３を参照しつつ説明する。
図３に示すように、第二実施形態の液圧式打撃装置は、「方向規制手段」として絞り弁４０５を設けている。なお、「方向規制手段」として、逆止弁４０４の代わりに絞り弁４０５を設けた点以外は、上記第一実施形態と同じ構成なので、共通部分の説明は省略する。
絞り弁４０５が方向規制手段として機能するメカニズムについて、図４を参照しつつ説明する。
配管内を流れる圧油の流量Ｑと圧損ΔＰの関係は次式で表される。
ΔＰ＝ρ／２×（Ｑ／α）^２・・・・・・・・（式６）
但し、ρ：流体密度、α：流出係数Ｃ×通路面積Ａ
すなわち、圧損ΔＰは流量Ｑの二乗に比例する。 Next, a hydraulic striking device according to a second embodiment of the present invention will be described with reference to FIG.
As shown in FIG. 3, the hydraulic striking device of the second embodiment is provided with a throttle valve 405 as “direction regulating means”. In addition, since it is the same structure as said 1st embodiment except the point which provided the throttle valve 405 instead of the non-return valve 404 as a "direction control means", description of a common part is abbreviate | omitted.
A mechanism by which the throttle valve 405 functions as direction restricting means will be described with reference to FIG.
The relationship between the flow rate Q of pressure oil flowing in the pipe and the pressure loss ΔP is expressed by the following equation.
ΔP = ρ / 2 × (Q / α) ² (Equation 6)
Where ρ: fluid density, α: outflow coefficient C × passage area A
That is, the pressure loss ΔP is proportional to the square of the flow rate Q.

油圧ポンプ４０２から吐出される圧油が絞り弁４０５を通過する際の流量Ｑ_ＩＮと、後述する、ピストン後室１１１の圧油がピストン後室通路１２１、ピストン高圧ポート１３４を介して高圧回路１０１側へと逆流し絞り弁４０５を通過する際の流量Ｑ_ＯＵＴを比べると、Ｑ_ＯＵＴの方がＱ_ＩＮよりも大きいので、それぞれの圧損ΔＰ_ＩＮとΔＰ_ＯＵＴはΔＰ_ＯＵＴの方が大きくなる。そして、上記（式６）により、圧損ΔＰは流量Ｑの二乗に比例することから、ΔＰ_ＯＵＴは、図４に示すように、ΔＰ_ＯＵＴがΔＰ_ＩＮに対して過剰に大きくなる。 The flow rate Q _IN when the pressure oil discharged from the hydraulic pump 402 passes through the throttle valve 405 and the pressure oil in the piston rear chamber 111, which will be described later, pass through the piston rear chamber passage 121 and the piston high-pressure port 134. Comparing the flow rate Q _OUT when flowing backward and passing through the throttle valve 405, since Q _OUT is larger than Q _IN , each of the pressure losses ΔP _IN and ΔP _OUT becomes larger in ΔP _OUT . Then, the above equation (6), since the pressure drop [Delta] P is proportional to the square of the flow rate Q, [Delta] P _OUT, as shown in FIG. 4, [Delta] P _OUT is excessively large with respect to [Delta] P _IN.

このように、絞り弁４０５を通過する際の圧損は、通常の油圧ポンプ４０２から吐出されて流入する場合に比べて、高圧回路１０１側から流出する場合の方が過剰に大きくなる。そのため、圧損を絞り効果と読み替えると、流入時と流出時の絞り効果に大きな差が生じることになる。
すなわち、絞り弁４０５は、油圧ポンプ４０２が吐出した圧油が高圧回路１０１に流入する際には、絞り効果を極力発揮せずに流入を許容し、高圧通路１０１側から油圧ポンプ４０２側へと流出しようとする際には、大きな絞り効果を発揮して流出を規制しているので、実質的に方向規制手段として機能しているといえる。よって、第二実施形態の液圧式打撃装置によれば、絞り弁４０５が方向規制手段として機能するので、高圧アキュムレータ４００の利用効率が向上する。 As described above, the pressure loss when passing through the throttle valve 405 is excessively larger when flowing out from the high-pressure circuit 101 side than when discharging from the normal hydraulic pump 402 and flowing in. For this reason, if the pressure loss is interpreted as the throttling effect, a large difference occurs in the throttling effect during inflow and outflow.
That is, when the pressure oil discharged from the hydraulic pump 402 flows into the high pressure circuit 101, the throttle valve 405 allows the flow without exhibiting the throttling effect as much as possible, and from the high pressure passage 101 side to the hydraulic pump 402 side. When trying to flow out, it exerts a large throttling effect to regulate the outflow, so it can be said that it functions substantially as a direction regulating means. Therefore, according to the hydraulic striking device of the second embodiment, the throttle valve 405 functions as direction restricting means, so that the utilization efficiency of the high-pressure accumulator 400 is improved.

上記の通り、第二実施形態では、絞り弁４０５が方向規制手段として機能するので、高圧アキュムレータ４００の利用効率が向上するという作用効果を奏すると説明したが、油圧ポンプ４０２が吐出した圧油の流入時に圧損ΔＰ_ＩＮが発生するので、油圧効率低下の要因となることも無視はできない。
そこで、絞り弁４０５の絞り量、すなわち絞り弁４０５の通路面積ＡＯを以下の条件に基づき設定するものとする。
条件：「高圧アキュムレータ４００の利用効率が向上することでもたらされる油圧効率の向上分が、圧油流入時の圧損に伴う油圧効率の低下分を補填し、全体としての油圧効率が向上する。」 As described above, in the second embodiment, it has been described that the throttle valve 405 functions as a direction restricting unit, so that the use efficiency of the high-pressure accumulator 400 is improved, but the pressure oil discharged by the hydraulic pump 402 is improved. since the pressure drop [Delta] P _iN is generated during the inflow, nor can ignore that causes the hydraulic efficiency reduction.
Therefore, the throttle amount of the throttle valve 405, that is, the passage area AO of the throttle valve 405 is set based on the following conditions.
Condition: “The improvement in hydraulic efficiency brought about by the improvement in the utilization efficiency of the high-pressure accumulator 400 compensates for the reduction in hydraulic efficiency due to the pressure loss when the pressure oil flows in, and the overall hydraulic efficiency is improved.”

ここで、一般的な液圧式打撃装置の配管部材４０２ａの通路面積をＡ１とするとき、本発明の絞り弁４０５の通路面積ＡＯは、その上限値ＡＯ_ＭＡＸと下限値をＡＯ_ＭＩＮとすると、以下のように設定されている。
ＡＯ_ＭＡＸ＝０．２８×Ａ１
ＡＯ_ＭＩＮ＝０．１０×Ａ１・・・・・・・・・・・・・・（式７）
したがって、絞り弁４０５による調整流速が油圧ポンプ４０２の吐出口元の流速に対して、３．５７〜１０倍の範囲に調整される。 Here, when the passage area of the piping member 402a of a general hydraulic striking device is A1, the passage area AO of the throttle valve 405 of the present invention is as follows when the upper limit value AO _MAX and the lower limit value are AO _MIN. It is set like this.
AO _MAX = 0.28 × A1
AO _MIN = 0.10 × A1 (Equation 7)
Therefore, the adjustment flow rate by the throttle valve 405 is adjusted in a range of 3.57 to 10 times the flow rate at the discharge port of the hydraulic pump 402.

次に、本発明の液圧式打撃装置の動作および作用効果を、第二実施形態を例示し図５を参照しつつより詳しく説明する。なお、図５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５（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とが連通してピストン後室１１１が高圧となる。一方で、ピストン前室低圧ポート１３５とピストン前室通路１２０と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 effect of the hydraulic striking device of the present invention will be described in more detail with reference to FIG. 5 illustrating the second embodiment. In FIG. 5, the passage in the high pressure state is indicated by “shaded”.
As shown in FIG. 5A, when the valve 300 of the switching valve mechanism 210 is switched to the forward position, the piston high pressure port 134 and the piston rear chamber passage 121 communicate with each other and the piston rear chamber 111 becomes high pressure. . On the other hand, the piston front chamber low pressure port 135 and the piston front chamber passage 120 communicate with each other, and the piston front chamber 110 becomes low pressure. Thereby, the piston 200 moves forward.

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。よって、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５（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バルブ付勢手段になっている。 At this time, the valve chamber 130 is always connected to the high-pressure circuit 101 by a valve high-pressure passage (rear) 124, and both the valve front end surface 308 and the valve rear end surface 309 are at high pressure. Therefore, since high pressure is acting on both the valve front end surface 308 and the valve rear end surface 309, the valve 300 is held at the forward position by the above (Equation 3) (see FIG. 5A). In this embodiment, the valve urging means has a configuration in which a forward thrust is always applied to the valve 300 by the pressure receiving area difference between the valve front end surface 308 and the valve rear end surface 309.

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との連通が途絶え、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５（ｂ）参照）。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バルブ制御手段になっている。 Next, the piston 200 moves forward, the communication between the valve control port 114 and the piston advance control port 112 is interrupted, and instead, the valve control port 114 communicates with the piston reverse control port 113. As a result, the high pressure oil from the valve high pressure passage (front) 123 is supplied to the valve control chamber 137 through the valve control passage 126. When the valve control chamber 137 becomes a high pressure, a high pressure acts on the stepped surface 310, and the valve 300 starts to retreat by the above (Equation 4) (see FIG. 5B). In the present embodiment, the configuration in which the pressure oil is supplied to the valve control chamber 137 and the valve 300 is moved backward against the forward thrust (= the urging force of the valve urging means) that always operates is described above. It has become.

ピストン２００は、打撃効率が最大のときに打撃点に達し（図５（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。
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とが連通してピストン前室１１０が高圧となる。一方で、ピストン後室低圧ポート１３６とピストン後室通路１２１と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５（ｃ）参照）。 The piston 200 reaches the impact point when the impact efficiency is maximum (between FIGS. 5B to 5C), and at the impact point, the tip of the piston 200 moves the rear end of the impact rod (not shown). Blow. Thereby, the shock wave generated by the impact propagates to the bit at the tip through the rod and is used as energy for crushing the rock mass.
Immediately after the piston 200 reaches the strike point, the valve 300 is completely switched to its retracted position. In the valve retracted position, the piston high pressure port 134 and the piston front chamber passage 120 communicate with each other, and the piston front chamber 110 becomes high pressure. On the other hand, the piston rear chamber low pressure port 136 and the piston rear chamber passage 121 communicate with each other, and the piston rear chamber 111 becomes low pressure. As a result, the piston 200 turns backward. While the valve control chamber 137 maintains a high pressure, the valve 300 is held in the retracted position (see FIG. 5C).

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との連通が途絶え、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とバルブ低圧通路１２５とを経て低圧回路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５（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。
ここで、高圧アキュムレータ４００および低圧アキュムレータ４０１は、高圧回路１０１および低圧回路１０２内において打撃に伴って発生する圧油の脈動を緩衝することで配管部材４０２ａ、４０３ａが振動によって破損することを防止している。また、高圧アキュムレータ４００においては、この緩衝作用に加えて高圧回路１０１内に圧油が余剰となるとこれを蓄圧し、その後、高圧回路１０１内で圧油が必要な状態となると圧油を放出して油量を補うことで、ピストン２００やバルブ３００の動作を加速するように作用する。 Next, the piston 200 is retracted, communication between the valve control port 114 and the piston retract control port 113 is interrupted, and instead, the valve control port 114 communicates with the piston advance control port 112. As a result, the valve control chamber 137 is connected to the low pressure circuit 102 via the valve control passage 126 and the valve low pressure passage 125. When the valve control chamber 137 has a low pressure, the valve 300 starts moving forward according to the above (Equation 3) (see FIG. 5D). Then, the valve 300 is switched to the forward position again, and the hitting cycle is repeated.
Here, the high-pressure accumulator 400 and the low-pressure accumulator 401 prevent the piping members 402a and 403a from being damaged by vibration by buffering the pulsation of the pressure oil generated by the impact in the high-pressure circuit 101 and the low-pressure circuit 102. ing. Further, in addition to this buffering action, the high pressure accumulator 400 accumulates pressure oil when it becomes excessive in the high pressure circuit 101, and then releases the pressure oil when pressure oil is required in the high pressure circuit 101. By supplementing the oil amount, the operation of the piston 200 and the valve 300 is accelerated.

さらに、この液圧式打撃装置では、ピストン２００が後退から前進に転じる局面（図５（ｄ）から（ａ）の間）において、バルブ３００が切換えられて、後室１１１が高圧回路１０１と連通し、前室１１０が低圧回路１０２と連通し、ピストン２００は慣性で後退を続ける。この後退動作によってピストン後室１１１の圧油がピストン後室通路１２１、ピストン高圧ポート１３４を介して高圧回路１０１側へと逆流して絞り弁４０５を通過する。
このときの逆流の流量は、油圧ポンプ４０２が吐出して流入する流量に対し過大となるので、絞り弁４０５は逆流に対して規制するように作用する。そのため、高圧アキュムレータ４００は、この逆流を緩衝あるいは蓄圧することが可能となり、高圧アキュムレータ４００の利用効率がさらに高まる。 Further, in this hydraulic striking device, the valve 300 is switched and the rear chamber 111 communicates with the high-pressure circuit 101 in a phase where the piston 200 changes from backward movement to forward movement (between FIGS. 5D to 5A). The front chamber 110 communicates with the low-pressure circuit 102, and the piston 200 continues to retract due to inertia. By this backward movement, the pressure oil in the piston rear chamber 111 flows back to the high pressure circuit 101 side through the piston rear chamber passage 121 and the piston high pressure port 134 and passes through the throttle valve 405.
At this time, the flow rate of the reverse flow is excessive with respect to the flow rate discharged from the hydraulic pump 402, so that the throttle valve 405 acts to regulate the reverse flow. Therefore, the high-pressure accumulator 400 can buffer or accumulate the backflow, and the utilization efficiency of the high-pressure accumulator 400 is further increased.

以上、本発明の実施形態について図面を参照して説明したが、本発明に係るピストン前後室高低圧切換方式の液圧式打撃装置は、上記実施形態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。
すなわち、図１に示した第一実施形態の液圧式打撃装置は、ピストン前室１１０とピストン後室１１１をそれぞれ交互に高圧と低圧に切り替えてピストン２００を前進後退させる、いわゆる「前後室高低圧切換え式」の液圧式打撃装置を例に説明したが、本発明はこれに限定されない。 As mentioned above, although embodiment of this invention was described with reference to drawings, the hydraulic striking device of the piston front-and-rear chamber high-low pressure switching system according to the present invention is not limited to the above-described embodiment, and the gist of the present invention. It goes without saying that other various modifications and changes of each component are allowed without departing from the above.
That is, the hydraulic striking device of the first embodiment shown in FIG. 1 is a so-called “front and rear chamber high / low pressure” in which the piston front chamber 110 and the piston rear chamber 111 are alternately switched between a high pressure and a low pressure to move the piston 200 forward and backward. Although the “switching type” hydraulic striking device has been described as an example, the present invention is not limited to this.

つまり、この他にも、ピストン前室を常時高圧としつつ、ピストン後室を高低圧に切り替えてピストンを前進後退させる、いわゆる「後室高低圧切換え式」の液圧式打撃装置にも本発明を適用可能であり、また、ピストン後室を常時高圧に維持しつつ、ピストン前室を高圧と低圧に切り替えてピストンを前進後退させる、いわゆる「前室高低圧切換え式」の液圧式打撃装置にも本発明を適用可能である。
なお、本発明の液圧式打撃装置での方向規制手段としての作用は、第一実施形態で採用した逆止弁が優れているが、液圧式打撃装置が高打撃数の仕様である場合は、逆止弁の応答が打撃サイクルに追いつかない場合があり、そのような場合は、第二実施形態のように絞り弁を採用するとよい。また、油圧ポンプの吐出量が諸条件により変動する場合に対応するために、第二実施形態のように、絞り量が固定の固定絞り弁に代えて、絞り量を可変とする可変絞り弁を方向規制手段として採用してもよい。 That is, in addition to this, the present invention is also applied to a so-called “rear chamber high / low pressure switching type” hydraulic striking device that switches the piston rear chamber to a high pressure and a low pressure while keeping the piston front chamber at a high pressure at all times. It is also applicable to the so-called “front chamber high / low pressure switching type” hydraulic striking device that moves the piston forward and backward by switching the piston front chamber to high pressure and low pressure while maintaining the piston rear chamber at a high pressure at all times. The present invention is applicable.
In addition, the action as the direction restricting means in the hydraulic hitting device of the present invention is excellent in the check valve adopted in the first embodiment, but when the hydraulic hitting device has a high hitting number specification, In some cases, the response of the check valve cannot catch up with the striking cycle. In such a case, a throttle valve may be employed as in the second embodiment. In order to cope with the case where the discharge amount of the hydraulic pump fluctuates depending on various conditions, a variable throttle valve with a variable throttle amount can be used instead of a fixed throttle valve with a fixed throttle amount as in the second embodiment. You may employ | adopt as a direction control means.

１００シリンダ
１０１高圧回路
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
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
１５０弁室
１５１バルブ主室
１５２バルブ前室
１５３バルブ付勢室
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
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
３０１バルブ大径部（前）
３０２バルブ大径部（中）
３０３バルブ大径部（後）
３０４バルブ小径部
３０５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バルブ前端面
３０９バルブ後端面
３１０バルブ段付面（前）
３１１バルブ中空通路
３１２バルブ段付面（後）
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バルブ小径部（前）
３５５バルブ小径部（後）
３５６ピストン前室切換溝
３５７ピストン後室切換溝
３５８バネ（バルブ付勢手段）
４００高圧アキュムレータ
４０１低圧アキュムレータ
４０２油圧ポンプ
４０２ａ配管部材
４０３タンク
４０３ａ配管部材
４０４逆止弁
４０５絞り弁
５００シリンダ
５０１ピストン前室
５０２ピストン後室
５０３ピストン前進制御ポート
５０４ピストン後退制御ポート
５０５排油ポート
５０６切換弁機構
５０７バルブ主室
５０８バルブ前室
５０９バルブ後室
５１０ピストン後室高圧ポート
５１１ピストン後室切換ポート
５１２ピストン後室低圧ポート
５１３高圧回路
５１４高圧通路
５１５ピストン後室通路
５１６ピストン前室通路
５１７バルブ後室通路
５１８バルブ制御通路
５１８ａバルブ前室高圧通路
５１８ｂバルブ前室低圧通路
５１９低圧回路
５２０バルブ低圧通路
５２１ピストン低圧通路
５２２ピストン
５２３大径部（前）
５２４大径部（後）
５２５中径部
５２６小径部
５２７バルブ切換溝
５２８バルブ
５２９バルブ大径部（前）
５３０バルブ大径部（後）
５３１バルブ中径部
５３２バルブ小径部
５３３バルブ後退規制部
５３４ピストン後室高圧切換溝
５３５ピストン後室低圧切換溝
５３６高圧アキュムレータ
５３７低圧アキュムレータ
５４０切換弁機構 100 Cylinder 101 High pressure circuit 102 Low pressure circuit 110 Piston front chamber 111 Piston rear chamber 112 Piston advance control port 112a 〃 (short stroke)
113 Piston retraction control port 114 Valve control port 120 Piston front chamber passage 121 Piston rear chamber passage 123 Valve high pressure passage (front)
124 Valve high pressure passage (rear)
125 Valve low pressure passage 126 Valve control passage 130 Valve chamber 131 Valve chamber large diameter portion 132 Valve chamber small diameter portion 133 Valve chamber intermediate diameter portion 134 Piston high pressure port 135 Piston front chamber low pressure port 136 Piston rear chamber low pressure port 137 Valve control chamber 150 Valve Chamber 151 Valve main chamber 152 Valve front chamber 153 Valve biasing chamber 154 Piston high pressure port 155 Piston front chamber low pressure port 156 Piston rear chamber low pressure port 200 Piston 201 Large diameter portion (front)
202 Large diameter part (rear)
203 Small diameter part (front)
204 Small diameter part (rear)
205 Valve switching groove 210 Switching valve mechanism 300 Valve 301 Valve large diameter part (front)
302 Large diameter valve (middle)
303 Valve large diameter part (rear)
304 Valve small diameter part 305 Valve medium diameter part 306 Piston front chamber switching groove (piston high / low pressure switching part)
307 Piston rear chamber switching groove (piston high / low pressure switching section)
308 Valve front end surface 309 Valve rear end surface 310 Valve stepped surface (front)
311 Valve hollow passage 312 Valve stepped surface (rear)
350 valve (solid)
351 Valve large diameter part (front)
352 Valve Large Diameter (Medium)
353 Valve large diameter part (rear)
354 Valve small diameter part (front)
355 Valve small diameter part (rear)
356 Piston front chamber switching groove 357 Piston rear chamber switching groove 358 Spring (valve urging means)
400 High pressure accumulator 401 Low pressure accumulator 402 Hydraulic pump 402a Piping member 403 Tank 403a Piping member 404 Check valve 405 Throttle valve 500 Cylinder 501 Piston front chamber 502 Piston rear chamber 503 Piston advance control port 504 Piston retraction control port 505 Oil drain port 506 switching Valve mechanism 507 Valve main chamber 508 Valve front chamber 509 Valve rear chamber 510 Piston rear chamber high pressure port 511 Piston rear chamber switching port 512 Piston rear chamber low pressure port 513 High pressure circuit 514 High pressure passage 515 Piston rear chamber passage 516 Piston front chamber passage 517 Valve Rear chamber passage 518 Valve control passage 518a Valve front chamber high pressure passage 518b Valve front chamber low pressure passage 519 Low pressure circuit 520 Valve low pressure passage 521 Piston low pressure passage 522 Piston 523 Large Diameter (front)
524 Large diameter part (rear)
525 Medium diameter part 526 Small diameter part 527 Valve switching groove 528 Valve 529 Large diameter part of valve (front)
530 Valve large diameter part (rear)
531 Valve middle diameter portion 532 Valve small diameter portion 533 Valve retraction restricting portion 534 Piston rear chamber high pressure switching groove 535 Piston rear chamber low pressure switching groove 536 High pressure accumulator 537 Low pressure accumulator 540 Switching valve mechanism

Claims

A cylinder, a piston slidably fitted in the cylinder, and 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 A switching valve mechanism for driving the piston by switching at least one of the piston front chamber and the piston rear chamber to at least one of a high pressure circuit and a low pressure circuit, a high pressure accumulator provided in the high pressure circuit, and the low pressure A low-pressure accumulator provided in a circuit, and by supplying pressure oil to the high-pressure circuit with a hydraulic pump and discharging the pressure oil from the low-pressure circuit to a tank, the piston is moved forward and backward in the cylinder and blows A hydraulic striking device for striking a rod for use,
Between the connection position of the high-pressure accumulator of the high-pressure circuit and the hydraulic pump, it has a throttle valve as direction regulating means for regulating the flow of pressure oil,
The throttle valve suppresses the flow of pressure oil from the high pressure accumulator side to the hydraulic pump side due to the difference in throttle effect between inflow and outflow, and the flow of pressure oil from the hydraulic pump to the high pressure circuit The hydraulic striking device is characterized by no restrictions.

Adjust the flow rate by the throttle valve, with respect to the flow rate of the discharge mouth of said hydraulic pump, a hydraulic percussion device according to claim 1 in the range of 3.57 to 10 times.