JP2014510646A - 岩盤及びコンクリートの機械掘り用装置 - Google Patents

Abstract

本発明は、ピストン（１４５、２４５）を可動に装着したシリンー（１１５、２１５）を備えた機械ハウジング（１００、２００）を有する、岩盤及び／又はコンクリートの切削装置に応用する流体力衝撃工具に関するものであり、ピストン（１４５、２４５）は、動作中、機械ハウジング（１００、２００）に順方向及び後方向へ動いて、岩盤及び／又はコンクリートの切削工具（１５５、２５５）に直接又は間接に衝撃を与え、またピストン（１４５、２４５）は、ピストン（１４５、２４５）と機械ハウジング（１００、２００）との間に形成した第一の駆動チャンバー（１２０、２２０）及び第二の駆動チャンバー（１０５、２２１）を分割する駆動部（１６５、２６５）を備え、これらの駆動チャンバーは、動作中、加圧作動流体を含むように構成される。第一及び第二の駆動チャンバーの総容積Ｖは、衝撃工具に推奨された最大圧力ｐの二乗に逆比例し、そして５．３〜２１．０の範囲の比例定数ｋをもって、工具（１５５、２５５）に対して衝撃の位置のエネルギーＥと作動流体の圧縮率の係数βとの積に比例するように寸法決めされる。
【選択図】 図２

Description

本発明は、岩盤及びコンクリートの少なくとも一方を機械掘りする装置に用いられる“スライドレス”又は“バルブレス”として知られた形式の流体力衝撃機構、及びかかる衝撃機構を備える掘削及び破砕用装置に関する。

岩盤又はコンクリートの機械掘りに用いられる装置は、衝撃型、回転型や回転させながら衝撃する型のものなど種々利用できる。かかる装置の構成要素である衝撃機構が流体力で駆動されることは周知である。機械ハウジングにおけるシリンダーボア内で動くように設けられたハンマーピストンは交互の圧力を受けてシリンダーボア内で往復動するようにされている。交互の圧力は、ほとんどの場合、通常摺動型の別個の切換え弁を介して得られ、そしてハンマーピストンとシリンダーボアとの間に形成した二つの駆動チャンバーの少なくとも一方を、加圧下の駆動流体、通常液圧流体の入った機械ハウジングにおけるラインと、機械ハウジング内の駆動流体用の排出ラインとに交互に接続する、シリンダーボア内のハンマーピストンの位置によって制御される。このようにして、衝撃機構の衝撃頻度に相当する周期性をもつ周期的に換る圧力が生じる。

また、知られているように、３０年以上の間、しばしば“バルブレス”機構としても知られたスライドレス液体衝撃機構が製造されてきた。別個の切換え弁を設ける代わりに、バルブレス衝撃機構におけるハンマーピストンは、ハンマーピストンの駆動部によって分離した二つの駆動チャンバーの少なくとも一方に、上述の交互の圧力を付加する仕方で、シリンダーボア内におけるピストンの動き中に、加圧下の駆動流体の供給及び排出を開閉することにより切換え弁の動作も行なう。従って作動させるための必須条件は、チャンバーを加圧しかつ排出するために機械ハウジングに設けた通路がシリンダーボア内へ開放して、ピストンの往復動中の任意の位置において供給通路と排出通路との間に直接短絡接続が生じないようにして、開口を分離するようにしている。供給通路と排出通路との間の接続は、通常、駆動部とシリンダーボアとの間に形成されるギャップシールを介してのみ行われる。そうしないと、有効な動作が行なわれることなしに、高圧ポンプからタンクへ直接駆動流体が流れてしまうので、重大な損失が生じることになろう。

駆動チャンバーの排出用の通路が閉じられる瞬時から該駆動チャンバーの加圧用の通路が開くまで、或いはその逆の間、ピストンを動かし続けるためには、駆動チャンバー内の圧力を容積の変化の結果としてゆっくりと変化させる必要がある。これは、摺動型の典型的な衝撃機構の場合普通であるものに対して大きくされる少なくとも一方の駆動チャンバーの容積を通して行なわれ得る。通常用いられる液圧流体の圧縮率が低いので、容積は大きいことが必要である。圧縮率ｋは、容積の相対変化と圧力の変化との比として定義され、すなわちｋ＝（ｄＶ／Ｖ）／ｄＰである。しかし、圧縮率の目安として圧縮率のモジュラスβを用いるのがより普通である。これは、上述のように定義した圧縮率の逆数であり、すなわちβ＝ｄＰ／（ｄＶ／Ｖ）である。圧縮率のモジュラスの単位はパスカルである。上記の定義は本明細書を通して用いられる。

特許文献１には、二つの駆動チャンバーを備えたバルブレス流体力衝撃機構が記載されており、これらチャンバーの両方において、圧力は交互に加わる。両駆動チャンバーは、シリンダーボアに近くに位置する容積と不変的に接続して配置されるそれらチャンバーを通して大きな有効容積をもつ。このように示した先行技術の一つの欠点は、切換え弁を備えた従来の衝撃機構と比較して一つの可動部品が取り外されており、効率が驚くべき程に低い結果となることにある。本明細書では、特に記載しない限り、“効率”は流体力効率、すなわち流体力ポンプに供給されるパワーによって配分されたピストンの衝撃力と定義する。

特許文献２には、第２の原理、すなわち上方の駆動チャンバーには交互に変わる圧力を、また工具の接続部に最も近い下方のチャンバーには一定の圧力を供給するという原理に従ってバルブレス流体力衝撃機構が記載されている。ここで切望されることは、圧力の変わるチャンバーに対して直接働く非線形アキュムレーターシステムを導入することにより効率を改善することにある。これは二つの別個の気体アキュムレーターによって示され、これら二つの気体アキュムレーターの一方は高い充填圧力をもち、他方の気体アキュムレーターは低い充填圧力をもつ。フル衝撃機構圧力と動作中における低い戻り圧力との間の衝撃頻度で圧力の変わるチャンバーにおいて直接作用する複数のアキュムレーターを無理やり導入させる一つの欠点は、アキュムレーターにおける可動部分が重大に摩耗することにより、使用できる期間が短くなることにある。

ＵＳ４２８２９３７ ＳＵ１０６８５９１Ａ

発明の目的及び発明の最も重要な特徴
本発明の一つの目的は、使用できる期間を短くすることなしに効率を改善する機会を提供するバルブレス流体力衝撃機構の設計を提供することにある。この目的は独立請求項に記載される仕方で達成される。別の有利な実施形態は従属請求項に記載される。

駆動チャンバーの有効容積は、完全なストローク周期中、同一駆動チャンバーと連続して接続する容積を含む一ストローク周期中に圧力の変化する駆動チャンバーの容積の和として定義される。駆動チャンバーの有効容積は上記の定義によれば、バルブレス衝撃工具に対して衝撃工具の効率に対する極めて重要なことである場合であることが立証された。当然、軸受けにおける摩擦、ギャップシールの長さ及び遊びなどのような効率に影響を及ぼす多くのファクターが存在する。しかし、かかる遊び及び軸受がどのように設計されようとも、無駆動チャンバーの正しく適用した有効容積なしでは所望の効率を達成することはできない。

効率に対して駆動チャンバーの最適有効容積に影響を及ぼすファクターは、使用した衝撃機構の圧力、駆動媒体の圧縮率及び工具に対する又は工具と相互に作用する部品に対する衝撃時のピストンのエネルギーである。より正確には、駆動チャンバーの有効容積は、衝撃機構の圧力の二乗に逆比例してしかもハンマーピストンが工具又は工具と相互に作用する“アダプター”として知られた部品のような部品に衝撃を与える際に、ハンマーピストンのエネルギーと駆動媒体の圧縮率の有効係数の積に比例して影響される。

かかる関係は、式Ｖ＝ｋ×β×Ｅ／ｐ^２で表わすことができ、Ｖは有効駆動チャンバー容積である（有効駆動チャンバー容積は完全なストロークサイクル中の同じ一つの駆動チャンバーと連続して接続する容積を含む二つの駆動チャンバーの容積の和を意味している）。圧力の変化が一方の駆動チャンバーだけで起る場合には、このチャンバーの容積は、圧力の一定であるチャンバーの容積と比較して通常総体的に優勢である。従って、有効駆動チャンバー容積を、これに連続して接続される容積と共に圧力の変化する単に駆動チャンバーの容積とみなすことが可能となる。上記式におけるβは、前に定義したように駆動媒体の圧縮率の有効係数を構成している。駆動媒体が各々個々の圧縮率をもつ幾つかの構成要素から成る場合には、圧縮率の有効係数は、圧力の変化と容積の相対変化との結果としての比として計算される。図３には、空気含有量のレベルの異なる液圧流体に対するβの値を示している。図３は、液体及び空気エンジニアリングにおける式の集合から得られ、従って先行技術を構成している。当業者には明らかなように、流体中の空気含有量がゼロである場合にはβ＝１５００＋７．５ｐ ＭＰａである。気体アキュムレーターが、例えば特許文献２に記載されているように、有効容積に直接接続される場合には、これらは有効容積の計算に含まれることになる。従ってこれらに存在する通常窒素ガスから成る既存のガス容積は、圧縮率の有効係数の計算に含まれる。この場合、衝撃機構が静止状態すなわち衝撃機構が始動される前に通常に存在している状態にある時に、アキュムレーターの気体容積が用いられるのが妥当である。ここで上記気体アキュムレーターは、衝撃機構の供給ライン及び戻りラインに通常接続されるものと混同されることになることはない。かかるアキュムレーターは単に間欠的に駆動チャンバーに接続され、従って有効容積又は圧縮率の有効係数の計算に含まれない。

さらに、Ｅは、工具すなわち工具と相互に作用する部分との衝撃時におけるピストンの衝撃エネルギーを表す。また、ｐは、用いられる衝撃機構の圧力である。衝撃機構の圧力は、通常１５０〜２５０バールである。また、ｋは比例定数であり、最も適当には範囲７．０＜ｋ＞９．５であるが、しかし効率の良好な効果は、より大きな範囲６．２＜ｋ＞１１．０において及び５．３〜２１．０までの範囲において達成できる。

容積が上記に従って寸法決めされる際に、有効駆動チャンバー容積が非可撓性材料の壁で制限される場合、すなわち純粋な流体又は駆動媒体が気体とある程度まで混合される流体から成る際に、７５％を超える効率を達成することが可能であるが、一方で駆動チャンバーには気体アキュムレーターが連続して直接接続されない。ピストンとシリンダーボアとの間の遊びを極端に小さくする必要なしに、及び従って製造精度の必要性に関して極端に高い要求なしに係る効率を達成できる。適切な遊びは０．０５ｍｍであり得る。この形式の衝撃機構は、含まれる可動部品が少ないので、全ての最長動作間隔をもたらす形式である。

気体アキュムレーターが駆動チャンバーに連続して接続されそしてこのようにして前に述べたように有効容積の計算に含まれる場合には、極めて小さな有効駆動チャンバー容積が達成できる。さらに、仕様の異なる二つの気体アキュムレーターの一方には高い気体圧力ですなわち衝撃機構圧力又はシステム圧力に等しい圧力を予め充填し、他方の気体アキュムレーターには低い気体、通常大気圧を予め充填するようにして、同じ一つの駆動チャンバーに接続される場合に、衝撃機構において一層高い効率を達成することができる。容積の寸法決めが上述のように行なわれる場合、前に記載したものと同じ大きさの遊びで８５％を超える効率が達成できる。この場合も、必要以上に大きくされない容積により動作期間は増大される。このようにしてアキュムレーターの膜を動かす必要性は低減できる。

一つの好ましい実施形態では、駆動チャンバーの一つの容積（この容積は上述のように有効容積とする）は、第二の駆動チャンバーの容積より非常に大きく、すなわち第二の駆動チャンバーの容積が無視でき例えば第一のチャンバーの容積の２０％又はそれ以下であり、また比較的小さい駆動チャンバーが完全なストロークサイクル中本質的に一定圧である衝撃機構が構成される。この比較的小さい駆動チャンバーにおける一定圧は通常、完全なストロークサイクル中に一定圧力源に該チャンバーを接続すること、或いは少なくとも本質的に完全なストロークサイクル中にシステムの圧力源又は変化する衝撃機構の圧力源にほとんどしばしば直接接続することによって、達成される。

上記の形式の衝撃機構は、ロックドリルや液圧ブレーカーのようなロック及びコンクリートの少なくとも一方の機械加工用の装置の一体化した構成要素であることができる。これらの機械又はブレーカーは作動中、機械加工されることになるロック又はコンクリート要素に対するドリル又はブレーカーの送り手段と共に整列し位置決めする手段及びさらにプロセスを制御し管理する手段を備えることのできるキャリヤによく装着されるべきである。かかるキャリヤはロックドリリングジグであり得る。

ピストンの上面だけでなく下面においても駆動チャンバー内の圧力が変化するバルブレス液圧衝撃機構の原理を示す概略図。 ピストンの一面においてのみ圧力が変化し、第二の面では圧力が一定である相応した衝撃機構の原理を示す概略図。 気体と液体とから成る圧力媒体の圧縮率の有効係数を算出するための実際に公知の線図。 ハンマーピストンが四つの異なる位置すなわちＡ−制動が上方位置で開始される位置、Ｂ−上方旋回点、Ｃ−制動が下方位置で開始される位置、Ｄ−下方旋回点にある図２による衝撃機構を示す図。

添付図面を参照して以下本発明の複数の実施形態について説明する。本発明の保護範囲はこれらの実施形態に限定されるものではなく、特許請求の範囲で定義される。

図１には、ピストンの上面だけでなく下面においても駆動チャンバー内の圧力が変化する液圧衝撃機構を概略的に示している。

同様に、図２及び図４には、ピストンの下面すなわちハンマーピストンが衝撃エネルギーを伝達する工具１５５、２５５に最も近接して配置される面にストロークサイクルを通して一定の液体圧力を与えまたピストンの上面にストロークサイクル中交互の圧力を与える衝撃機構が示されている。

流体は、衝撃機構の圧力で供給通路１４０、２４０を介して衝撃機構に供給され、かかる圧力は１５０〜２５０バールの範囲内である。システム圧力すなわち液体ポンプの供給する圧力は、しばしば衝撃機構の圧力に等しい。

流体は戻り通路１３５、２３５を介して流体タンクと連結するように設定され、該タンク内の油は通常大気圧にある。

ハンマーピストン１４５、２４５は、機械ハウジング１００、２００のシリンダーボア１１５、２１５内で往復動する。ハンマーピストンは駆動部１６５、２６５を有し、駆動部１６５、２６５は第一の駆動領域１３０、２３０と第二の駆動領域１１０、２１０とを分けている。これらの駆動領域に作用する圧力により、ピストンは動作中往復動する。ピストンは、ピストンガイド１７５、２７５によって径方向において制御される。接続ラインにおける脈動を避けるために、ガスアキュムレーター１８０、２８０及び１８５、２８５は、それぞれ、供給チャンネル１４０、２４０及び戻りチャンネル１３５、２３５に設けられ得、これらのガスアキュムレーターは圧力の急激な変動を安定させる。

運動エネルギーによって交互の圧力でハンマーピストン１４５、２４５を駆動チャンバー１２０、２２０、２２１内へ十分に動かすことができるようにするために、供給チャンネル１４０、２４０と駆動チャンバー１２０、２２０、２２１との間の接続が開放され得るように駆動部１６５、２６５が戻りチャンネル１３５、２３５ヘの接続を閉じた後、チャンバー内に入っている流体の容積をピストンによって圧縮する結果としてチャンバー内の圧力の増加が、供給チャネル１４０、２４０をチャンバー開放する前にピストンの方向を反転させるほど大きくないことが必要であり、それで圧力は全衝撃機構圧力に上昇でき、このようにしてピストンは反対方向に駆動される。この目的のため駆動チャンバーは、作動容積１２５、２２５、２２６に接続される。作動容積と駆動チャンバーとの間のこの接続は工程サイクルを通して維持されるので、駆動チャンバーの容積と作動容積との和は“有効駆動チャンバー容積” を意味するものとする。本明細書で先に記載したように、これは、この容積が高効率を達成するのに臨界的に重要である場合であると立証される。

機能設計は、２５０バールのシステム圧力に対して３リットルの有効容積、２００ジュールの衝撃エネルギー、５ｋｇのハンマーピストン重量、１６．５ｃｍ^２の第一の駆動面１３０の面積及び６．４ｃｍ^２の第二の駆動面１１０の面積を伴う。駆動部の長さは７０ｍｍであり、またシリンダーボアに対する接続において駆動チャンバー１２０に対する供給チャンネルと戻りチャンネルとの間の間隔は４５ｍｍである。

２５０バールの衝撃機構圧力又はシステム圧力において、図３に明瞭に示すように、１５００＋７．５×２５＝１６８７．５ＭＰａに等しいβ値が得られる。これらの値は３リットルの有効容積及び２００ジュールの衝撃エネルギーと共に比例定数：
ｋ＝（３．１０^−３／２００・１６８７．５・１０^６）・（２５０・１０^５）^２＝５．２５
をもたらす。

駆動チャンバー容積及び特に大きな容積をもつ作動容積は、機械ハウジングに種々の仕方で配置され得る。

有利には、容積はシリンダーボアのまわりに対称的に配置される。

さらに有利には、容積はシリンダーボアのまわりに同心に配置される。

代わりに、有利には、容積はシリンダーボアの伸張部に配置されるのが有利であり得る。

上記の原理による衝撃機構は、削岩機又は代わりに流体力破砕機に一体にされることが認められる。

削岩機又は流体力破砕機の位置決め及びアライメント用装置を備えた削岩装置は、本発明によれば少なくとも一つの削岩機又は少なくとも一つの流体力破砕機を備えるべきである。

１００ 機械ハウジング
１１０ 第二の駆動領域
１１５ シリンダーボア
１２０ 駆動チャンバー
１２５ 作動容積
１３０ 第一の駆動領域
１３５ 戻り通路
１４０ 供給通路
１４５ ハンマーピストン
１５５ 工具
１６５ 駆動部
１７５ ピストンガイド
１８０ ガスアキュムレーター
１８５ ガスアキュムレーター
２００ 機械ハウジング
２１０ 第二の駆動領域
２１５ シリンダーボア
２２０ 駆動チャンバー
２２１ 駆動チャンバー
２２５ 作動容積
２２６ 作動容積
２３０ 第一の駆動領域
２３５ 戻り通路
２４０ 供給通路
２４５ ハンマーピストン
２５５ 工具
２６５ 駆動部
２７５ ピストンガイド
２８０ ガスアキュムレーター
２８５ ガスアキュムレーター

Claims (12)

1. 岩盤及びコンクリートの少なくとも一方の機械掘り用装置に用いられる流体力衝撃機構であって、
   シリンーボア（１１５、２１５）を備えた機械ハウジング（１００、２００）と、
   シリンーボア（１１５、２１５）内で動くように装着され、しかも動作中に機械ハウジング（１００、２００）に対してそれぞれ往復動して岩盤及びコンクリートの少なくとも一方の機械掘り用装置に接続可能な工具（１５５、２５５）に直接又は間接に衝撃を供給するように設けられたピストン（１４５、２４５）と
   を有し、
   ピストン（１４５、２４５）が、ピストン（１４５、２４５）と機械ハウジング（１００、２００）との間に形成した第一の駆動チャンバー（１２０、２２０）及び第二の駆動チャンバー（１０５、２２１）を分割する駆動部（１６５、２６５）を備え、
   これらの駆動チャンバーが、動作中、加圧下の駆動媒体を含むように構成され、
   さらに、機械ハウジング（１００、２００）が、シリンーボア（１１５、２１５）内に開放しかつ動作中に駆動媒体を含むように構成されるチャンネルを備え、
   チャンネルが、シリンーボア（１１５、２１５）内におけるピストン（１４５、２４５）の動きによって、駆動チャンバーの一つを開閉し、該駆動チャンバーがピストンの往復動を維持するため周期的に交番する圧力を得るようにされ、
   また、シリンーボア（１１５、２１５）における軸方向のチャンネルの開放のための位置及びピストン部分の伸張部に沿った開閉のための位置が、ピストン（１４５、２４５）の第一の旋回点に関連した第一のチャンネルの開放とピストン（１４５、２４５）の第二の旋回点に関連した第二のチャンネルの開放との間の距離に沿ってチャンバー内に存在する駆動媒体の供給又は排出のためにこの駆動チャンバーを閉じた状態に維持するようにされ、
   該距離に沿ったピストンの動きが、該駆動チャンバーの容積の圧縮又は膨張中続き、
   この容積が、上記距離に沿って圧力のゆっくりした変化を達成するために適用される流体力衝撃機構において、
   第一及び第二の駆動チャンバーの総容積Ｖが、衝撃機構に推奨された最大圧力ｐの二乗に逆比例し、そして５．３〜２１．０３の範囲の値をもつ比例定数ｋをもって、工具（１５５、２５５）に対して衝撃の位置のエネルギーと駆動媒体の圧縮率の係数βとの積に比例するように寸法決めされていること
   を特徴とする流体力衝撃機構。
2. 比例定数ｋが、６．２＞ｋ＜１１の範囲にあることを特徴とする請求項１記載の流体力衝撃機構。
3. 比例定数ｋが、７．０＞ｋ＜９．５の範囲にあることを特徴とする請求項１記載の流体力衝撃機構。
4. 駆動チャンバーの第一の駆動チャンバーの容積が第二の駆動チャンバーの容積より非常に大きいことを特徴とする請求項１〜３のいずれか一項記載の流体力衝撃機構。
5. 駆動チャンバーの一方が、本質的に完全なストロークサイクル中、一定圧力にあることを特徴とする請求項１〜４のいずれか一項記載の流体力衝撃機構。
6. 駆動チャンバーが交互に圧力下に設定されることを特徴とする請求項１〜３のいずれか一項記載の流体力衝撃機構。
7. チャンバーの容積が、シリンダーボア（１１５、２１５）のまわりに対称的にのびていることを特徴とする請求項１〜６のいずれか一項記載の流体力衝撃機構。
8. チャンバーの容積が、シリンダーボア（１１５、２１５）のまわりに同心的にのびていることを特徴とする請求項１〜７のいずれか一項記載の流体力衝撃機構。
9. 交互の圧力をもつ駆動チャンバーがシリンダーボア（１１５、２１５）の伸張部にのびていることを特徴とする請求項５記載の流体力衝撃機構。
10. 請求項１〜９のいずれか１項記載の衝撃機構を有することを特徴とする削岩機。
11. 請求項１０記載の削岩機を有することを特徴とする削岩装置。
12. 請求項１〜９のいずれか１項記載の衝撃機構を有することを特徴とする流体力破砕機。

Images