JP2014202289A - ロータリーバルブ - Google Patents

Abstract

【課題】流体圧力によるスラスト方向の荷重を低減させることで同じ容量に対して安価かつ小型のベアリングを使用可能とし、また、これまで使用可能なベアリングが無いため対応出来なかった大型化や高圧化にも対応できるようにしたロータリーバルブを提供する。【解決手段】バルブ本体２と、バルブ本体２に回転可能に収容されるローター３と、ローター３又はバルブ本体２に設けられた摺動面と摺動する弁体４Ｐ，４Ｔとを備え、ローター３の回転によりローター３の流路と弁体の流路３ＦＰを連通又は閉止することで流体の流路切換を行うロータリーバルブにおいて、ローター３とバルブ本体２とにより空間１０，２０を形成し、該空間を水密又は気密に密閉するシールを配置し、該空間を作動流体の供給ポート（Ｐポート）又は作動流体の排出ポート（Ｔポート）に連通した。【選択図】図１

Description

本発明は、電動機や空気圧機器などの回転駆動機器によりローターを回転させ油圧作動油，水，海水等の流体の流路切換を行うロータリーバルブに関する。

従来から、流体を取り扱う機器において電動機やロータリーアクチュエータ等の回転駆動機器によりローターを回転させ油圧作動油，水，海水等の流体の流路切換を行うロータリーバルブが多用されている。ロータリーバルブは、電動機やロータリーアクチュエータ等の駆動軸芯廻りに回転する平坦な圧接面を持ち、ローターの流路穴とバルブ本体（固定座）のポート穴との交差の有無でバルブ流路の切換を行うものである。ロータリーバルブは、ローターとバルブ本体（固定座）との圧接面にシール機構を備えており、シール機構のシール性を向上させるためにローター（回転弁体）をバルブ本体に強く押し付けてシール面圧を上げるようにしているので、大きなスラスト力が発生する。また、バルブ構造により流路圧力やバルブ内圧力によって大きなスラスト力が発生するため、シール性や摩擦による操作力の増大などの問題がある。

上述したロータリーバルブの一例として、特許文献１には、ロータリーアクチュエータにより回転される回転子を固定座に押し付けることにより、回転子がすべての流路を一体で固定座とシールする構造が開示されているが、この構造では、シール面積が大きくなり、均一なシール面圧を得るために大きなシール力が必要となっている。また、特許文献２には、モータにより回転される弁体（回転子）を弁箱の弁座面（固定座）に押し付けることにより、弁体がすべての流路を一体で弁座面とシールする構造が開示されているが、この構造では、シール性を向上させるため、複雑な構造になっている。

このため、従来から高圧用ロータリーバルブでは図７（ａ），（ｂ），（ｃ），（ｄ）に示す構造のバルブが使用されてきた。図７（ａ）はロータリーバルブのポート部分を示す断面図、図７（ｂ）は図７（ａ）のＺ−Ｚ線断面図、図７（ｃ）は図７（ａ）のＹ−Ｙ線断面図、図７（ｄ）は図７（ｃ）のＸ−Ｘ線断面図である。図７（ａ）〜（ｄ）に示すように、ロータリーバルブ１は、バルブ本体２と、バルブ本体２内に収容されるとともに回転駆動手段Ｍにより回転されるローター（回転弁体）３と、ローター３の摺動面３Ｓと摺動する複数の弁体４Ｔ，４Ｐとを備えている。ローター３はバルブ本体２に固定されたベアリング５を介して軸線Ｃの周りに回転可能に支持されている。ローター３の摺動面３Ｓは、回転駆動手段Ｍに連結された軸部３ａに対して垂直かつ平坦になっており、ローター３が回転することにより、摺動面３Ｓが複数の弁体４Ｔ，４Ｐと摺動するようになっている。

バルブ本体２は、圧力流体が供給されるＰポート（圧力ポート）と、Ｐポートの流体をバルブを介して出力するＡポート（出力ポート）と、Ａポートの流体をバルブを介して戻すＴポート（タンクポート）の３種類のポートを備えている。
図７（ａ）〜（ｄ）に示すロータリーバルブでは、Ｐポート弁体４ＰとＴポート弁体４Ｔなど各ポートの弁体が、それぞれバルブ本体２と切り離され、個別にスライドするため、適切な圧接面のシール力、即ち、シール面圧が得られる。

図８は、図７に示すロータリーバルブ１の油圧記号を示す図である。図８に示すように、ロータリーバルブ１は、外部のモータやロータリーアクチュエータからなる回転駆動手段Ｍにより、ローター３を回転させると、ＰポートとＡポートが連通してＴポートが閉止される第一のポジションと、Ｐポート，Ａポート，Ｔポートの全てが閉止される第二のポジションと、ＡポートとＴポートが連通してＰポートが閉止される第三のポジションからなる３ポジションをとることができる、３ポート３ポジションの切換弁である。
ロータリーバルブのローター（回転弁体）を回転駆動するモータやアクチュエータとして、任意の角度位置に停止させる機能を備えた回転駆動機構Ｍを採用すれば、図９の油圧記号で示すような所謂無限ポジションと呼ばれる中間開度を備えたバルブとしても利用できる。
また、ローターの流路を変更することで、第二ポジションをＰポート，Ａポート，Ｔポートのすべてに連通するような流路構造にすることも容易に可能であり、この場合は第二ポジションが図１０に示す油圧記号として表現される。

図７（ａ）〜（ｄ）は、図８乃至図１０に示す油圧記号のＡポートとＴポートが連通する第三のポジションにある位置関係を示している。
図７（ｃ）に示すように、ローター３は、外径Ｄ４の軸部３ａでシール６により弁内部（流体側）と弁外部（大気側）を分離し、流体をシールながら回転する。大気側のローター端部には、モータやロータリーアクチュエータなどの回転駆動手段Ｍが接続されている。ローター３は外径Ｄ１の大径部を有しており、図７（ｂ）に示すように、外径Ｄ１の大径部を貫通するように軸方向の流路３ＦＰが１８０度位置に２箇所形成されている。そして、大径部はバルブ本体２のＡポートに連通するＡポート弁室７内に収容されている。

図７（ｃ）に示すように、バルブ本体２には外部流体流路と接続するＰポートがバルブ本体２の側面の対向する位置２箇所に形成されており、Ｐポートはバルブ本体２の内部で回転軸方向に曲がり、Ｐポート弁体４Ｐへと連通している。図７（ｂ）に示すように、バルブ本体２の側面にＰポートと９０度位相で外部流体流路と接続するＴポートが２箇所形成されており、Ｔポートはバルブ本体２の内部で回転軸方向に曲がり、Ｔポート弁体４Ｔへと連通している。

ＰポートおよびＴポートから軸方向に曲がってローター大径部に向かって延びる流路上には、Ｐポート弁体４ＰおよびＴポート弁体４Ｔが配置されている。Ｐポート弁体４ＰおよびＴポート弁体４Ｔは円筒形状をなし、弁体４Ｐ，４Ｔの外周部に図示しないＯリングを配置して弁体外周面が流路内周に僅かな隙間をもって移動可能に且つ水密（気密）に収容されている。
Ｐポート弁体４ＰおよびＴポート弁体４Ｔのローター側の端面はローター３の摺動面３Ｓに面接触するようになっており、Ｐポート弁体４ＰおよびＴポート弁体４Ｔの反ローター側とバルブ本体２との間にはバネ８が介装されており、摺動面３Ｓに作動流体の圧力がない状態でもＰポート弁体４ＰおよびＴポート弁体４Ｔがローター３の摺動面３Ｓに押圧状態となるように構成されている。

実開平２−１４３５７３号公報 特開平１１−４４３６９号公報

図７（ａ）〜（ｄ）に示すような従来のロータリーバルブ１においては、第三のポジションでは、図７（ｃ）に示すように、ローター（回転弁体）３の流路が形成されていない摺動面３ＳとＰポート弁体４Ｐの円筒側面が接触し、ここでＰポートの流体が閉止されている。そして、図７（ｂ）に示すように、Ｔポートに連通しているＴポート弁体４Ｔがローター３の外径Ｄ１の大径部に形成した流路３ＦＰに連通し、Ｔポート弁体４Ｔの中空部とローター３に形成した流路３ＦＰによりＴポートとＡポートを連通している状態である。
このとき、Ｐポート圧力Ｐ、Ｔポート圧力０（大気圧）のとき、発生するスラスト力は、Ｐポート弁体４Ｐの外径がＤｐでＮ個の弁体があるとき、Ｐポート弁体４Ｐとローター（回転弁体）３の摺動面３Ｓとが接触して流れを閉止するため、バルブ内圧力は、Ａ＝Ｔ＝０となり、ローター３とＰポート弁体部分の圧接面で発生する力ｆは、
ｆ＝（π／４）×Ｄｐ^２×Ｐ
となる。
力ｆはＰポート弁体のＮ個分だけ作用するため、ローター３に作用するスラスト力、すなわちベアリング５が受けるスラスト力Ｆは、
Ｆ＝（π／４）×Ｄｐ^２×Ｐ×Ｎ
となる。

次に、図８乃至図１０の油圧記号におけるＰポートとＡポートが接続される第一のポジションにある位置関係を図１１に示す。
図１１の位置は図７の位置からローターが９０度回転して、図１１（ｃ）に示すように、Ｐポート弁体４Ｐとローター３の大径部に形成した流路３ＦＰが連通する位置である。この時、ＰポートがＡポートと連通する。一方、図１１（ｂ）に示すように、Ｔポート弁体側はＴポート弁体４Ｔとローター３の摺動面３Ｓにより流路が閉止される。このため、Ａポート弁室７はＰポート圧力の高圧空間になる。
ローター大径部の外径Ｄ１、ローター軸径Ｄ４、Ｔポート弁体４Ｔの外径がＤｔでＭ個の弁体があるとき、Ｔポート弁体４Ｔとローター（回転弁体）３の摺動面３Ｓとが接触して流れを閉止するため、バルブ内圧力（Ａポート弁室）は、Ｐ＝Ａとなる。
ローター３に右向きに作用する力Ｆ１は、ローター大径部面積（Ｄ１部）から軸径面積（Ｄ４部）とＴポート弁体４ＴのＭ個の面積を引いた総面積と内圧Ｐの積であり、
Ｆ１＝（π／４）×（Ｄ１^２−Ｄ４^２−Ｍ×Ｄt^２）×Ｐ
となる。
一方、ローター３に左向きに作用する力Ｆ２は、ローター大径部面積（Ｄ１部）と内圧Ｐの積となり、
Ｆ２＝（π／４）×Ｄ１^２×Ｐ
となる。
ローターに作用するスラスト力、すなわちベアリングが受けるスラスト力Ｆは、
Ｆ＝（π／４）×（Ｄ１^２−Ｄ４^２−Ｍ×Ｄt^２）×Ｐ−（π／４）×Ｄ１^２×Ｐ
＝−（π／４）×（Ｄ４^２＋Ｍ×Ｄt^２）×Ｐ
となる。

次に、数値計算例を説明する。
ロータリーバルブが図７に示した回転位置のとき、すなわち、図８の油圧記号における第三のポジションのとき、
例えば、Ｎ＝Ｍ＝２個
Ｄp＝Ｄt＝φ３０ｍｍ＝φ０．０３０ｍ
Ｄ４＝φ４５ｍｍ＝φ０．０４５ｍ
Ｐ＝２１ＭＰａ＝２１×１０^６Ｐａ
のとき、スラスト力Ｆは、
Ｆ＝（π／４）×０．０３０^２×２１×１０^６×２
＝２９．７×１０^３[Ｎ]
となる。

次に、ロータリーバルブが図１１に示した回転位置のとき、
Ｆ＝−（π／４）×（０．０４５^２＋２×０．０３０^２）×２１×１０^６
＝−６３．１×１０^３[Ｎ]
となる。
このように、従来のロータリーバルブにおいては、スラストベアリングに大きな負荷が掛かると同時に、弁の開閉によりベアリング荷重が大きな変動を伴う。供給圧力をより高圧で使用したい場合や、バルブを大容量化するためにローター径や弁体の径を大きくする場合には、さらに大きな荷重がベアリングに作用することになる。

本発明は、上述の事情に鑑みなされたもので、流体圧力によるスラスト方向の荷重を低減させることで同じ容量に対して安価かつ小型のベアリングを使用可能とし、また、これまで使用可能なベアリングが無いため対応出来なかった大型化や高圧化にも対応できるようにしたロータリーバルブを提供することを目的とする。

上述の目的を達成するため、本発明のロータリーバルブは、バルブ本体と、該バルブ本体に回転可能に収容されるローターと、該ローター又は前記バルブ本体に設けられた摺動面と摺動する弁体とを備え、ローターの回転によりローターの流路と弁体の流路を連通又は閉止することで流体の流路切換を行うロータリーバルブにおいて、前記ローターと前記バルブ本体とにより空間を形成し、該空間を水密又は気密に密閉するシールを配置し、該空間を作動流体の供給ポート又は作動流体の排出ポートに連通したことを特徴とする。

本発明のロータリーバルブは、圧力流体である作動流体が供給される供給ポート（Ｐポート）と、供給ポートの作動流体を弁体とローターの流路を介して出力する出力ポート（Ａポート）と、出力ポートの作動流体をローターと弁体の流路を介して戻す排出ポート（Ｔポート）を備えている。ローターが回転することにより、ローター又はバルブ本体に設けられた摺動面と弁体とが摺動し、ローターを所定の位置で停止させることにより、ローターの流路と弁体の流路を連通又は閉止することで流体の流路切換を行う。この場合、ロータリーバルブは、ＰポートとＡポートが連通してＴポートが閉止される第一のポジションと、Ｐポート，Ａポート，Ｔポートの全てが閉止される第二のポジションと、ＡポートとＴポートが連通してＰポートが閉止される第三のポジションからなる３ポジションをとることができる。

本発明のロータリーバルブにおいては、第三のポジションでは、ローターの流路が形成されていない面とＰポートの弁体が接触し、ここでＰポートの流体が閉止される。そして、Ｔポートの弁体の流路がローターの流路に連通し、ＴポートとＡポートが連通する。このとき、Ｐポート圧力Ｐ、Ｔポート圧力０（大気圧）であるとき、Ｐポートの弁体とローターの流路が形成されていない面とが接触して流体の流れを閉止するため、ローターとＰポートの弁体部分の圧接面に圧力Ｐが作用してローターにスラスト力が加わる。一方、ローターとバルブ本体とにより形成される空間がＰポートに連通しているため、この空間に圧力Ｐが作用し、この空間を形成しているローターの部分に圧力Ｐが作用してローターにスラスト力が加わる。Ｐポートに連通する空間により形成されるスラスト力は、前記ローターとＰポートの弁体部分の圧接面で生ずるスラスト力を減殺するように働くため、ローターに作用するスラスト力の絶対値を低減することができる。

本発明のロータリーバルブが第一のポジションにある場合には、ＰポートがＡポートと連通し、Ｔポートの弁体とローターの流路が形成されていない面が接触し、Ｔポートの流体が閉止される。Ｔポートの弁体とローターの流路が形成されてない面とが接触して流れを閉止するため、バルブ内圧力は、Ｐ＝Ａとなる。このため、ローターには流体に接した面に圧力Ｐが作用してローターにスラスト力が加わる。このとき、ローターとバルブ本体とにより形成される空間がＴポートに連通しているため、この空間を形成しているローターの部分には前記圧力Ｐが作用することがなく、このローターの部分ではスラスト力が発生しない。したがって、ローターに作用するスラスト力の絶対値を低減することができる。

本発明の好ましい態様によれば、前記ローターは前記流路を有する大径部と、該大径部より小径の部分であって外部回転駆動手段に連結される軸部とを備え、前記大径部に段部を設けて小径部を形成し、前記段部および小径部と前記バルブ本体とにより前記空間を形成し、該空間を作動流体の排出ポートに連通したことを特徴とする。
本発明によれば、大径部に段部を設けて小径部を形成し、段部および小径部とバルブ本体とにより空間を形成し、この空間を作動流体の排出ポートに連通することにより、大径部の外径をＤ１，小径部の外径をＤ２とすると、（π／４）（Ｄ_１ ^２−Ｄ_２ ^２）の面積に流体の圧力Ｐが作用することがなく、この面積にはスラスト力が発生しない。したがって、ローターに作用するスラスト力の絶対値を低減することができる。

本発明の好ましい態様によれば、前記ローターは前記流路を有する大径部と、該大径部より小径の部分であって外部回転駆動手段に連結される軸部とを備え、該軸部に段部を設けて小径部を形成し、前記段部および小径部と前記バルブ本体とにより前記空間を形成し、該空間を作動流体の供給ポートに連通したことを特徴とする。
本発明によれば、ローターの軸部に段部を設けて小径部を形成し、段部および軸部とバルブ本体とにより空間を形成し、この空間を作動流体の供給ポートに連通することにより、軸部の外径をＤ４，小径部の外径をＤ３とすると、（π／４）（Ｄ_４ ^２−Ｄ_３ ^２）の面積に流体の圧力Ｐが作用してローターにスラスト力が加わる。このスラスト力は、ローターに圧力Ｐの流体が接することにより生ずるスラスト力を減殺するように働くため、ローターに作用するスラスト力の絶対値を低減することができる。

本発明の好ましい態様によれば、前記ローターは前記流路を有する大径部と、該大径部より小径の部分であって外部回転駆動手段に連結される軸部とを備え、前記大径部における前記摺動面側と反対側の面と前記バルブ本体の側面とにより前記空間を形成し、該空間を作動流体の排出ポートに連通したことを特徴とする。
本発明によれば、ローターの大径部における摺動面側と反対側の面とバルブ本体の側面とにより空間を形成し、この空間を作動流体の排出ポートに連通することにより、空間の径をＤ５とすると、（π／４）Ｄ５^２の面積に流体の圧力Ｐが作用することがなく、この面積にはスラスト力が発生しない。したがって、ローターに作用するスラスト力の絶対値を低減することができる。

本発明のロータリーバルブは、流体圧力によるローターに作用するスラスト力をバランスさせることで、ベアリングに作用するスラスト力の絶対値を低減し、且つローター回転に伴うスラスト力の変動を小さくすることができる。
したがって、ベアリングを小型なものを選定することができるため、バルブ本体を小さくすることができる。また、より高圧の流体に適用することが可能であり、大流量を通過することを許容するためにバルブを大型化することも容易に実現できる。

図１は、本発明のロータリーバルブの第１の実施形態を示す図であり、図１（ａ）は本発明のロータリーバルブのポート部分を示す断面図、図１（ｂ）は図１（ａ）のＺ−Ｚ線断面図、図１（ｃ）は図１（ａ）のＹ−Ｙ線断面図、図１（ｄ）は図１（ｃ）のＸ−Ｘ線断面図である。 図２は、図８乃至図１０の油圧記号におけるＰポートとＡポートが接続される第一のポジションにある位置関係を示す図である。 図３は、本発明のロータリーバルブの第２の実施形態を示す図である。 図４は、図８乃至図１０の油圧記号におけるＰポートとＡポートが接続される第一のポジションにある位置関係を示した図である。 図５は、本発明のロータリーバルブの第３の実施形態を示す図である。 図６は、図８乃至図１０の油圧記号におけるＰポートとＡポートが接続される第一のポジションにある位置関係を示した図である。 図７は従来のロータリーバルブを示す図であり、図７（ａ）はロータリーバルブのポート部分を示す断面図、図７（ｂ）は図７（ａ）のＺ−Ｚ線断面図、図７（ｃ）は図７（ａ）のＹ−Ｙ線断面図、図７（ｄ）は図７（ｃ）のＸ−Ｘ線断面図である。 図８は、図７に示すロータリーバルブの油圧記号を示す図である。 図９は、図７に示すロータリーバルブの油圧記号を示す図である。 図１０は、図７に示すロータリーバルブの油圧記号を示す図である。 図１１は、図８乃至図１０の油圧記号におけるＰポートとＡポートが接続される第一のポジションにある位置関係を示した図である。

以下、本発明に係るロータリーバルブの実施形態を図１乃至図６を参照して説明する。図１乃至図６において、同一または相当する構成要素には、同一の符号を付して重複した説明を省略する。
図１は、本発明のロータリーバルブの第１の実施形態を示す図である。
図１（ａ）は本発明のロータリーバルブのポート部分を示す断面図、図１（ｂ）は図１（ａ）のＺ−Ｚ線断面図、図１（ｃ）は図１（ａ）のＹ−Ｙ線断面図、図１（ｄ）は図１（ｃ）のＸ−Ｘ線断面図である。図１（ａ）〜（ｄ）に示すように、ロータリーバルブ１は、バルブ本体２と、バルブ本体２内に収容されるとともに回転駆動手段Ｍにより回転されるローター（回転弁体）３と、ローター３の摺動面３Ｓと摺動する複数の弁体４Ｔ，４Ｐとを備えている。ローター３はバルブ本体２に固定されたベアリング５を介して軸線Ｃの周りに回転可能に支持されている。ローター３の摺動面３Ｓは、回転駆動手段Ｍに連結された軸部３ａに対して垂直かつ平坦になっており、ローター３が回転することにより、摺動面３Ｓが複数の弁体４Ｔ，４Ｐと摺動するようになっている。
バルブ本体２は、圧力流体が供給されるＰポート（圧力ポート）と、Ｐポートの流体をバルブを介して出力するＡポート（出力ポート）と、Ａポートの流体をバルブを介して戻すＴポート（タンクポート）の３種類のポートを備えている。

図１に示すように、ローター３は外径Ｄ４の軸部に設けられた第４シール１４により弁内部（流体側）と弁外部（大気側）を分離し、流体をシールしながら回転する。大気側のローター端部には、モータやロータリーアクチュエータなどの回転駆動手段Ｍが接続されている。ローター３の回転駆動手段側は、外径Ｄ４の軸部から段部が形成されて外径Ｄ３の軸部へ小径に形成されている。バルブ本体２も同様に内径Ｄ４から内径Ｄ３に小径になっており、ローター３とバルブ本体２との間にはＰポートバランス室１０で示す空間が形成されている。ローター３の径Ｄ４の軸部のバルブ本体側内径部には第４シール１４が設けられ、ローター３の径Ｄ３の軸部のバルブ本体側内径部には第３シール１３が設けられ、Ｐポートバランス室１０の空間が密閉されるようになっている。そして、バルブ本体２には、この空間とＰポートとを連通するＰポート連通孔１０ｈが形成され、Ｐポートバランス室１０の空間にＰポートの圧力が導入されるようになっている。すなわち、Ｐポートバランス室１０には常にＰポートの圧力がかかるようになっている。

ローター３は外径Ｄ１の大径部を有し、外径Ｄ１の大径部を貫通する流路３ＦＰが１８０度位置に２箇所形成されている。そして、外径Ｄ１の大径部はバルブ本体２のＡポートに連通するＡポート弁室７内に収容されている。

図１（ｃ）に示すように、バルブ本体２には外部流体流路と接続するＰポートがバルブ本体２の側面の対向する位置２箇所に形成されており、Ｐポートはバルブ本体２の内部で回転軸方向に曲がり、Ｐポート弁体４Ｐへと連通している。図１（ｂ）に示すように、バルブ本体２の側面にＰポートと９０度位相で外部流体流路と接続するＴポートが２箇所形成されており、Ｔポートはバルブ本体２の内部で回転軸方向に曲がり、Ｔポート弁体４Ｔへと連通している。

ＰポートおよびＴポートから軸方向に曲がってローター大径部へ延びる流路上には、Ｐポート弁体４ＰおよびＴポート弁体４Ｔが配置されている。Ｐポート弁体４ＰおよびＴポート弁体４Ｔは円筒形状をなし、弁体４Ｐ，４Ｔの外周部に図示しないＯリングを配置して弁体外周面が流路内周に僅かな隙間をもって移動可能に且つ水密（気密）に収容されている。
Ｐポート弁体４ＰおよびＴポート弁体４Ｔのローター側の端面はローター３の摺動面３Ｓに面接触するようになっており、Ｐポート弁体４ＰおよびＴポート４Ｔの反ローター側とバルブ本体２との間にはバネ８が介装されており、摺動面３Ｓに作動流体の圧力がない状態でもＰポート弁体４ＰおよびＴポート弁体４Ｔがローター３の摺動面３Ｓに押圧状態となるように構成されている。

ローター３は、外径Ｄ１の大径部から段部が形成されて外径Ｄ２に細くなっている。バルブ本体２も同様に内径Ｄ１から内径Ｄ２に小径になっており、ローター３とバルブ本体２との間にはＴポートバランス室２０で示す空間が形成されている。ローター３の外径Ｄ１の大径部のバルブ本体側内径部には、第１シール１１が設けられ、ローター３の外径Ｄ２の大径部のバルブ本体側内径部には、第２シール１２が設けられている。これにより、Ｔポートバランス室２０で示す空間が密閉されるようになっている。そして、バルブ本体２には、この空間とＴポートとを連通するＴポート連通孔２０ｈが形成され、Ｔポートバランス室２０の空間がＴポートに連通するようになっている。すなわち、Ｔポートバランス室２０にはＴポートの圧力がかかるようになっている。

図１に示すロータリーバルブ１においては、第三のポジションでは、図１（ｃ）に示すように、ローター（回転弁体）３の流路が形成されていない摺動面３ＳとＰポート弁体４Ｐの円筒側面が接触し、ここでＰポートの流体が閉止されている。そして、図１（ｂ）に示すように、ＴポートのＴポート弁体４Ｔが外径Ｄ１の大径部に形成した流路３ＦＰに連通し、Ｔポート弁体４Ｔの中空部とローター３に形成した流路３ＦＰによりＴポートとＡポートが連通している状態である。
このとき、Ｐポート圧力Ｐ、Ｔポート圧力０（大気圧）で、Ｐポート弁体４Ｐの外径がＤｐでＮ個の弁体があるとき、Ｐポート弁体４Ｐとローター（回転弁体）３の摺動面３Ｓとが接触して流れを閉止するため、バルブ内圧力は、Ａ＝Ｔ＝０となり、ローター３に作用するスラスト力Ｆは以下のようになる。
ローター３とＰポート弁体部分の圧接面で発生するｆがＰポート弁体Ｎ個分だけ作用するため、図中右向きに
Ｆ１＝（π／４）×Ｄｐ^２×Ｎ×Ｐ
の力が作用する。
Ｐポートバランス室１０に圧力Ｐが作用しているため、段部の軸方向面積に圧力Ｐが作用し、図中左向きに
Ｆ２＝（π／４）×（Ｄ４^２−Ｄ３^２）×Ｐ
の力が作用する。
Ｆ１とＦ２がローター３へ作用するスラスト力になるため、
Ｆ＝（π／４）×Ｄｐ^２×Ｎ×Ｐ−（π／４）×（Ｄ４^２−Ｄ３^２）×Ｐ
＝（π／４）×（Ｄｐ^２×Ｎ−Ｄ４^２＋Ｄ３^２）×Ｐ
のスラスト力がベアリングへ作用する。

次に、図８乃至図１０の油圧記号におけるＰポートとＡポートが接続される第一のポジションにある位置関係を図２に示す。
図２の位置は図１の位置からローターが９０度回転して、Ｐポート弁体４Ｐとローター３の大径部に形成した流路３ＦＰが連通する位置である。ＰポートがＡポートと連通し、Ｔポート弁体側はＴポート弁体４Ｔとローター３の摺動面３Ｓにより流路が閉止される。このため、Ａポート弁室７はＰポート圧力の高圧空間になる。なお、ローター３の外径Ｄ１の大径部の左側面には、ローター３の大径部に形成したＡポート連通孔３ｈによりＡポートと同じ圧力がかかっている。

Ｔポート弁体４Ｔの外径がＤｔでＭ個の弁体があるとき、Ｔポート弁体４Ｔとローター（回転弁体）３の摺動面３Ｓとが接触して流れを閉止するため、バルブ内圧力は、Ｐ＝Ａとなる。
ローター３に図中右方向にかかる力は、バルブ内圧Ｐで右方向から押される力、即ち、ローター外径Ｄ１から軸径Ｄ３の差分の面積に、Ｔポート弁体４Ｔの圧力がかからない面積を除いた面積に圧力Ｐがかかる力Ｆ１である。
Ｆ１＝（π／４）×（Ｄ１^２−Ｄ３^２−Ｍ×Ｄt^２）×Ｐ
そして、図中左向きに径部Ｄ２の面積に圧力Ｐが作用する力と、Ｐポートバランス室１０によって左向きに作用する力Ｆ２は、
Ｆ２＝（π／４）×（Ｄ２^２＋Ｄ４^２−Ｄ３^２）×Ｐ
である。
Ｆ１とＦ２がローターへ作用するスラスト力になるため、
Ｆ＝（π／４）×（Ｄ１^２−Ｄ３^２−Ｍ×Ｄt^２）×Ｐ−（π／４）×（Ｄ２^２＋Ｄ４^２−Ｄ３^２）×Ｐ
＝π／４×（Ｄ１^２−Ｄ２^２−Ｄ４^２−Ｍ×Ｄt^２）×Ｐ
のスラスト力がベアリングへ作用する。

次に、数値計算例を説明する。
例えば、Ｎ＝Ｍ＝２個
Ｄp＝Ｄt＝φ３０ｍｍ＝φ０．０３０ｍ
Ｄ１＝φ１３５ｍｍ＝φ０．１３５ｍ
Ｄ２＝φ１２０ｍｍ＝φ０．１２０ｍ
Ｄ３＝φ１５ｍｍ＝φ０．０１５ｍ
Ｄ４＝φ４５ｍｍ＝φ０．０４５ｍ
Ｐ＝２１ＭＰａ＝２１×１０^６Ｐａ
のとき、スラスト力Ｆは、以下の（１）又は（２）になる。
（１）図１に示すローター位置のとき
Ｆ＝（π／４）×（０．０３０^２×２−０．０４５^２＋０．０１５^２）×２１×１０^６
＝０［Ｎ］
（２）図２に示すローター位置のとき
Ｆ＝（π／４）×（０．１３５^２−０．１２０^２−０．０４５^２−０．０３０^２×２）×２１×１０^６
＝０［Ｎ］
となる。（１）および（２）からわかるように、各部の寸法を最適に設定することにより、流体圧力によるスラスト力を平衡させることが出来る。

図３は、本発明のロータリーバルブの第２の実施形態を示す図である。
図３（ａ）は本発明のロータリーバルブのポート部分を示す断面図、図３（ｂ）は図３（ａ）のＺ−Ｚ線断面図、図３（ｃ）は図３（ａ）のＹ−Ｙ線断面図、図３（ｄ）は図３（ｃ）のＸ−Ｘ線断面図である。図３（ａ）〜（ｄ）に示すように、ロータリーバルブ１は、バルブ本体２と、バルブ本体２内に収容されるとともに回転駆動手段Ｍにより回転されるローター（回転弁体）３と、ローター３の摺動面３Ｓと摺動する複数の弁体４Ｔ，４Ｐとを備えている。ローター３はバルブ本体２に固定されたベアリング５を介して軸線Ｃの周りに回転可能に支持されている。ローター３の摺動面３Ｓは、回転駆動手段Ｍに連結された軸部３ａに対して垂直かつ平坦になっており、ローター３が回転することにより、摺動面３Ｓが複数の弁体４Ｔ，４Ｐと摺動するようになっている。
バルブ本体２は、圧力流体が供給されるＰポート（圧力ポート）と、Ｐポートの流体をバルブを介して出力するＡポート（出力ポート）と、Ａポートの流体をバルブを介して戻すＴポート（タンクポート）の３種類のポートを備えている。

図３に示すように、ローター３は外径Ｄ４の軸部に設けられた第４シール１４により弁内部（流体側）と弁外部（大気側）を分離し、流体をシールしながら回転する。大気側のローター端部には、モータやロータリーアクチュエータなどの回転駆動手段Ｍが接続されている。ローター３の回転駆動手段側は、外径Ｄ４の軸部から段部が形成されて外径Ｄ３の軸部に細くなっている。バルブ本体２も同様に内径Ｄ４から内径Ｄ３に小径になっており、ローター３とバルブ本体２との間にはＰポートバランス室１０で示す空間が形成されている。ローター３の径Ｄ４の軸部のバルブ本体側内径部には第４シール１４が設けられ、ローター３の径Ｄ３の軸部のバルブ本体側内径部には第３シール１３が設けられ、Ｐポートバランス室１０の空間が密閉されるようになっている。そして、この空間とＰポートとを連通するＰポート連通孔１０ｈが形成され、Ｐポートバランス室１０の空間にＰポートの圧力が導入されるようになっている。すなわち、Ｐポートバランス室１０にはＰポートの圧力がかかるようになっている。

ローター３は外径Ｄ１の大径部を有し、外径Ｄ１の大径部を貫通する流路３ＦＰが１８０度位置に２箇所形成されている。そして、外径Ｄ１の大径部はバルブ本体２のＡポートに連通するＡポート弁室７内に収容されている。

ＰポートおよびＴポートから軸方向に曲がってローター大径部へ延びる流路上には、Ｐポート弁体４ＰおよびＴポート弁体４Ｔが配置されている。図３（ｃ）に示すように、バルブ本体２には外部流体流路と接続するＰポートがバルブ本体２の側面の対向する位置２箇所に形成されており、Ｐポートはバルブ本体２の内部で回転軸方向に曲がり、Ｐポート弁体４Ｐへと連通している。また、図３（ｂ）に示すように、バルブ本体２の側面にＰポートと９０度位相で外部流体流路と接続するＴポートが２箇所形成されており、Ｔポートはバルブ本体２の内部で回転軸方向に曲がり、Ｔポート弁体４Ｔへと連通している。

ＰポートおよびＴポートから軸方向に曲がってローター大径部へ延びる流路上には、Ｐポート弁体４ＰおよびＴポート弁体４Ｔが配置されている。Ｐポート弁体４ＰおよびＴポート弁体４Ｔは、円筒形状をなし、弁体４Ｐ，４Ｔの外周部に図示しないＯリングを配置して弁体外周面が流路内周に僅かな隙間をもって移動可能に且つ水密に収容されている。
Ｐポート弁体４ＰおよびＴポート弁体４Ｔのローター側の端面はローター３の摺動面３Ｓに面接触するようになっており、Ｐポート弁体４ＰおよびＴポート４Ｔの反ローター側とバルブ本体２との間にはバネ８が介装されており、摺動面３Ｓに作動流体の圧力がない状態でもＰポート弁体４ＰおよびＴポート弁体４Ｔがローター３の摺動面３Ｓに押圧状態となるように構成されている。

ローター３には、外径Ｄ１の大径部から段部が形成されて軸径Ｄ５の小径の突出部が形成されている。軸径Ｄ５の小径部はバルブ本体２の軸中心に形成された内径Ｄ５の凹み部２ａに嵌合され、ローター３の端部とバルブ本体２の凹み部２ａによりＴポートバランス室２１で示す空間が形成されている。嵌合部のバルブ本体内径には第５シール１５が設けられ、Ｔポートバランス室２１で示す空間が密閉されるようになっている。そして、この空間はバルブ本体２に形成されたＴポート連通孔２１ｈによりＴポートに連通するようになっている。すなわち、Ｔポートバランス室２１にはＴポートの圧力がかかるようになっている。バルブ本体２には、Ａポートからローター大径部に流体を導くＡポート内部流路２５が複数形成されている。複数のＡポート内部流路２５は軸線Ｃのまわりに等角度間隔で配置されている。Ｔポート連通孔２１ｈは、図中破線で示すようにバルブ本体２のＡポート内部流路２５を避けるように形成されている。

図３において、Ｐポート圧力Ｐ、Ｔポート圧力０のとき、第３シール１３のシール径がＤ３、第４シール１４のシール径がＤ４であるから、Ｐポート弁体４Ｐの外径がＤｐでＮ個の弁体があるとき、Ｐポート弁体４Ｐとローター（回転弁体）３の摺動面３Ｓとが接触して流れを閉止するため、バルブ内圧力は、Ａ＝Ｔ＝０となる。
ローター３に作用するスラスト力Ｆは、ローター３とＰポート弁体部分の圧接面とＰポートバランス室１０で発生し、その大きさは、Ｐポート弁体部分の軸方向受圧面積と内圧Ｐの積とＰポートバランス室１０の受圧面積と内圧Ｐの積の差となるため、
Ｆ＝（π／４）×Ｄｐ^２×Ｎ×Ｐ−（π／４）×（Ｄ４^２−Ｄ３^２）×Ｐ
＝（π／４）×（Ｄｐ^２×Ｎ−Ｄ４^２＋Ｄ３^２）×Ｐ

次に、図８乃至図１０の油圧記号におけるＰポートとＡポートが接続される第一のポジションにある位置関係を図４に示す。
図４の位置は図３の位置からローターが９０度回転して、Ｐポート弁体４Ｐとローター３の大径部に形成した流路３ＦＰが連通する位置である。ＰポートがＡポートと連通し、Ｔポート弁側はＴポート弁体４Ｔとローター３の摺動面３Ｓにより流路が閉止される。このため、Ａポート弁室７はＰポート圧力の高圧空間になる。
Ｔポート弁体４Ｔの外径がＤｔでＭ個の弁体があるとき、Ｔポート弁体４Ｔとローター３の摺動面３Ｓとが接触して流れを閉止するため、バルブ内圧力は、Ｐ＝Ａとなる。
ローター３に図中右方向にかかる力は、バルブ内圧Ｐで右方向から押される力、即ち、ローター外径Ｄ１から軸径Ｄ３の差分の面積に、Ｔポート弁体４Ｔの圧力がかからない面積を除いた面積に圧力Ｐがかかる力Ｆ１である。
Ｆ１＝（π／４）×（Ｄ１^２−Ｄ３^２−Ｍ×Ｄt^２）×Ｐ
そして、図中左向きにローター外径Ｄ１から軸径Ｄ５の差分の面積に圧力Ｐが作用する力と、Ｐポートバランス室１０によって左向きに作用する力Ｆ２は、
Ｆ２＝（π／４）×（Ｄ１^２−Ｄ５^２＋Ｄ４^２−Ｄ３^２）×Ｐ
したがって、ベアリングに作用するスラスト力Ｆは
Ｆ＝（π／４）×（Ｄ５^２−Ｄ４^２−Ｍ×Ｄt^２）×Ｐ
となる。

次に、数値計算例を説明する。
例えば、Ｎ＝Ｍ＝２個
Ｄp＝Ｄt＝φ３０ｍｍ＝φ０．０３０ｍ
Ｄ３＝φ１５ｍｍ＝φ０．０１５ｍ
Ｄ４＝φ４５ｍｍ＝φ０．０４５ｍ
Ｄ５＝φ６２ｍｍ＝φ０．０６２ｍ
Ｐ＝２１ＭＰａ＝２１×１０^６Ｐａ
のとき、スラスト力Ｆは、以下の（１）又は（２）になる。
（１）図３に示すローター位置のとき
Ｆ＝（π／４）×（０．０３０^２×２−０．０４５^２＋０．０１５^２）×２１×１０^６
＝０［Ｎ］
（２）図４に示すローター位置のとき
Ｆ＝（π／４）×（０.０６２^２−０．０４５^２−０．０３０^２×２）×２１×１０^６
＝３１３［Ｎ］
となる。（１）および（２）からわかるように、各部の寸法を最適に設定することにより、流体圧力によるスラスト力を低減させることが出来る。

図５は、本発明のロータリーバルブの第３の実施形態を示す図である。
本実施形態のロータリーバルブは、第２の実施形態の変形例として、面シールによりバランス室を形成するもので、一部を除き、図３および図４に示すロータリーバルブの構成と同様である。
図５（ａ）は本発明のロータリーバルブのポート部分を示す断面図、図５（ｂ）は図５（ａ）のＺ−Ｚ線断面図、図５（ｃ）は図５（ａ）のＹ−Ｙ線断面図、図５（ｄ）は図５（ｃ）のＸ−Ｘ線断面図である。図５（ａ）〜（ｄ）に示すように、ロータリーバルブ１は、バルブ本体２と、バルブ本体２内に収容されるとともに回転駆動手段Ｍにより回転されるローター（回転弁体）３と、ローター３の摺動面３Ｓと摺動する複数の弁体４Ｔ，４Ｐとを備えている。ローター３はバルブ本体２に固定されたベアリング５を介して軸線Ｃの周りに回転可能に支持されている。ローター３の摺動面３Ｓは、回転駆動手段Ｍに連結された軸部３ａに対して垂直かつ平坦になっており、ローター３が回転することにより、摺動面３Ｓが複数の弁体４Ｔ，４Ｐと摺動するようになっている。
バルブ本体２は、圧力流体が供給されるＰポート（圧力ポート）と、Ｐポートの流体をバルブを介して出力するＡポート（出力ポート）と、Ａポートの流体をバルブを介して戻すＴポート（タンクポート）の３種類のポートを備えている。

図５において、ローター３の外径Ｄ１の大径部における摺動面３Ｓとは反対側の面３ＲＳは平坦面になっており、中心部にリング状の第６シール１６が設けられている。バルブ本体２のＡポート側の中心部は円柱状に突出し、ローター３に設けられた第６シール１６と面接触するように構成され、第６シール１６の内側にＴポートバランス室２２で示す空間が形成されている。そして、Ｔポートバランス室２２で示す空間はバルブ本体２に形成されたＴポート連通孔２２ｈによりＴポートに連通するようになっている。すなわち、このＴポートバランス室２２にはＴポートの圧力がかかるようになっている。バルブ本体２にはＡポートからローター大径部に流体を導くＡポート内部流路２５が複数形成されている。複数のＡポート内部流路２５は軸線Ｃのまわりに等角度間隔で配置されている。Ｔポート連通孔２２ｈは、図中破線で示すようにバルブ本体２のＡポート内部流路２５を避けるように形成されている。その他の構成は、図３および図４に示すロータリーバルブと同様である。

次に、図８乃至図１０の油圧記号におけるＰポートとＡポートが接続される第一のポジションにある位置関係を図６に示す。
図６の位置は図５の位置からローターが９０度回転して、Ｐポート弁体４Ｐとローター３の大径部に形成した流路３ＦＰが連通する位置である。
このとき、ローターの圧力バランスは、図３および図４で説明した径Ｄ５の軸部が径Ｄ６の面シールになったものと置き換えることができるので、図５に示すローター位置におけるローターに作用する力、すなわちベアリングに作用するスラスト力は、
Ｆ＝（π／４）×（Ｄｐ^２×Ｎ−Ｄ４^２＋Ｄ３^２）×Ｐ
となる。
図６に示すローター位置におけるローターに作用する力、すなわちベアリングに作用するスラスト力は、
Ｆ＝（π／４）×（Ｄ６^２−Ｄ４^２−Ｍ×Ｄt^２）×Ｐ
となる。
数値計算例は省略するが、第二の実施形態と同様に従来の圧力バランス室を設けない場合に比べて、ベアリングに作用するスラスト力を低減することができる。

第６シール１６から構成される平面シールとしては、メカニカルシール等を適用することができ、またローター内部にシール部材を設けてバネ力などでシール部材をバルブ本体の面に力を付勢するように構成することも可能である。
また、図５および図６に示す実施形態においては、バルブ本体側に円柱状の突出部を形成したが、ローター側の摺動面の反対側に軸を伸ばす形で、図３および図４に示す実施形態のように小径部を形成し、バルブ本体側の壁面と面シールによって空間（Ｔポートバランス室）を形成するように構成してもよい。

これまで本発明の実施形態について説明したが、本発明は上述の実施形態に限定されず、その技術思想の範囲内において、種々の異なる形態で実施されてよいことは勿論である。
例えば、実施形態では、シールをバルブ本体の内径に溝を加工してはめ込む内径シールとしているが、ローター側の外径に溝を加工してはめ込む外周シールであっても同様の効果が得られる。
また、実施形態では、弁体をバルブ本体（固定側）の流路に嵌装するように配置し、平坦な摺動面（圧接面）をローター（回転側）に配置しているが、弁体をローター（回転側）に配置し、バルブ本体（固定側）に摺動面を有する平坦面とすることも可能である。
実施形態において弁体をローターに押し付けているばね力は、ローター回転時の弁体のスティックスリップ等の現象を防止するためのものであって、このばね力は流体圧力によるスラスト力に比べてはるかに小さいため、本発明に影響を与えるものではない。

本発明のロータリーバルブは、流体の方向切換弁に関し、特に、海水淡水化システムなどの大流量化や高圧化を必要とする流体を取り扱うシステムに適用可能であり、これまで使用できなかった分野の切換弁にも適用可能とするものである。

１ ロータリーバルブ
２ バルブ本体
３ ローター（回転弁体）
３ａ 軸部
３ＦＰ 流路
３ｈ Ａポート連通孔
３Ｓ 摺動面
４Ｔ Ｔポート弁体
４Ｐ Ｐポート弁体
５ ベアリング
７ Ａポート弁室
８ バネ
１０ Ｐポートバランス室
１０ｈ Ｐポート連通孔
１１ 第１シール
１２ 第２シール
１３ 第３シール
１４ 第４シール
１５ 第５シール
１６ 第６シール
２０，２１，２２ Ｔポートバランス室
２０ｈ，２１ｈ，２２ｈ Ｔポート連通孔
２５ Ａポート内部流路

Claims (4)

1. バルブ本体と、該バルブ本体に回転可能に収容されるローターと、該ローター又は前記バルブ本体に設けられた摺動面と摺動する弁体とを備え、ローターの回転によりローターの流路と弁体の流路を連通又は閉止することで流体の流路切換を行うロータリーバルブにおいて、
   前記ローターと前記バルブ本体とにより空間を形成し、該空間を水密又は気密に密閉するシールを配置し、該空間を作動流体の供給ポート又は作動流体の排出ポートに連通したことを特徴とするロータリーバルブ。
2. 前記ローターは前記流路を有する大径部と、該大径部より小径の部分であって外部回転駆動手段に連結される軸部とを備え、前記大径部に段部を設けて小径部を形成し、前記段部および小径部と前記バルブ本体とにより前記空間を形成し、該空間を作動流体の排出ポートに連通したことを特徴とする請求項１に記載のロータリーバルブ。
3. 前記ローターは前記流路を有する大径部と、該大径部より小径の部分であって外部回転駆動手段に連結される軸部とを備え、該軸部に段部を設けて小径部を形成し、前記段部および小径部と前記バルブ本体とにより前記空間を形成し、該空間を作動流体の供給ポートに連通したことを特徴とする請求項１に記載のロータリーバルブ。
4. 前記ローターは前記流路を有する大径部と、該大径部より小径の部分であって外部回転駆動手段に連結される軸部とを備え、前記大径部における前記摺動面側と反対側の面と前記バルブ本体の側面とにより前記空間を形成し、該空間を作動流体の排出ポートに連通したことを特徴とする請求項１に記載のロータリーバルブ。

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