JPH0364723B2 - - Google Patents
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- JPH0364723B2 JPH0364723B2 JP58017572A JP1757283A JPH0364723B2 JP H0364723 B2 JPH0364723 B2 JP H0364723B2 JP 58017572 A JP58017572 A JP 58017572A JP 1757283 A JP1757283 A JP 1757283A JP H0364723 B2 JPH0364723 B2 JP H0364723B2
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- hydraulic
- blade
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- hydraulic cylinder
- rotary
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Classifications
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
- F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F15B9/00—Servomotors with follow-up action, e.g. obtained by feed-back control, i.e. in which the position of the actuated member conforms with that of the controlling member
- F15B9/02—Servomotors with follow-up action, e.g. obtained by feed-back control, i.e. in which the position of the actuated member conforms with that of the controlling member with servomotors of the reciprocatable or oscillatable type
- F15B9/08—Servomotors with follow-up action, e.g. obtained by feed-back control, i.e. in which the position of the actuated member conforms with that of the controlling member with servomotors of the reciprocatable or oscillatable type controlled by valves affecting the fluid feed or the fluid outlet of the servomotor
- F15B9/12—Servomotors with follow-up action, e.g. obtained by feed-back control, i.e. in which the position of the actuated member conforms with that of the controlling member with servomotors of the reciprocatable or oscillatable type controlled by valves affecting the fluid feed or the fluid outlet of the servomotor in which both the controlling element and the servomotor control the same member influencing a fluid passage and are connected to that member by means of a differential gearing
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Description
【発明の詳細な説明】
〔発明の技術分野〕
本発明は、羽根によつて区画されていて液圧供
給系の高圧側および低圧側に交互に接続できる少
くとも２つの高圧チヤンバを有する回転ピストン
モータを備えた油圧式旋回駆動装置に関する。
給系の高圧側および低圧側に交互に接続できる少
くとも２つの高圧チヤンバを有する回転ピストン
モータを備えた油圧式旋回駆動装置に関する。
この種の旋回駆動装置の特徴は、適切に設計す
れば、所定の駆動出力において必要な構造寸法
が、例えば、リニアモータの場合よりも明らかに
小さいと云う点にある。更に、回転ピストン形油
圧シリンダの旋回角度は、320゜まで可能であり、
例えば、リニアモータを長さ可変のリンクとして
使用するリンク機構として構成した旋回駆動装置
の旋回角度（この場合、最大旋回角度は、明らか
に、180゜よりも小さい）よりも明らかに大きく、
回転ピストン形油圧シリンダの羽根のすべての回
転位置および回転方向において、旋回方向で見
て、油圧力を完全に活用できる。
れば、所定の駆動出力において必要な構造寸法
が、例えば、リニアモータの場合よりも明らかに
小さいと云う点にある。更に、回転ピストン形油
圧シリンダの旋回角度は、320゜まで可能であり、
例えば、リニアモータを長さ可変のリンクとして
使用するリンク機構として構成した旋回駆動装置
の旋回角度（この場合、最大旋回角度は、明らか
に、180゜よりも小さい）よりも明らかに大きく、
回転ピストン形油圧シリンダの羽根のすべての回
転位置および回転方向において、旋回方向で見
て、油圧力を完全に活用できる。
しかしながら、回転ピストン形油圧シリンダ
は、下記の実際的欠点を有しているので、油圧式
旋回駆動装置の枠内において普偏的に使用するこ
とはできない。
は、下記の実際的欠点を有しているので、油圧式
旋回駆動装置の枠内において普偏的に使用するこ
とはできない。
回転ピストン形油圧シリンダの場合、双方の作
動圧チヤンバの間で羽根の回転方向へ測定した、
羽根とシリンダハウジングとの間に残存する間隙
の長さｌは、作動油の漏れ損失量の再現性に本質
的影響を与えるが、上記長さが比較的小さいた
め、例えば、漏れ損失を最小とするため、ピスト
ンを十分に長く構成して、高圧チヤンバの間に残
存する間隙の流動抵抗を十分に大きくできるリニ
アモータに比して、回転ピストン形油圧シリンダ
の漏れ損失は本質的に大きい。
動圧チヤンバの間で羽根の回転方向へ測定した、
羽根とシリンダハウジングとの間に残存する間隙
の長さｌは、作動油の漏れ損失量の再現性に本質
的影響を与えるが、上記長さが比較的小さいた
め、例えば、漏れ損失を最小とするため、ピスト
ンを十分に長く構成して、高圧チヤンバの間に残
存する間隙の流動抵抗を十分に大きくできるリニ
アモータに比して、回転ピストン形油圧シリンダ
の漏れ損失は本質的に大きい。
従つて、旋回駆動される部材を可能な旋回範囲
内の所定位置に保持し、上記位置を保持できる油
圧式旋回駆動装置は、一般に、長さ可変のリンク
として働くリニア油圧モータを備えたリンク駆動
機構として構成されている。
内の所定位置に保持し、上記位置を保持できる油
圧式旋回駆動装置は、一般に、長さ可変のリンク
として働くリニア油圧モータを備えたリンク駆動
機構として構成されている。
回転ピストン形油圧シリンダにおいて上述の漏
れ損失をできる限り小さくするため、回転ピスト
ン形油圧シリンダの駆動シヤフトの間に回転羽根
を配置し、ピストンの円形パツキンによつてシリ
ンダハウジングに対して密封し、漏れ損失を定め
る間隙の有効巾ｂを、上記フランジの間で測定し
た回転羽根の軸線方向長さまで減少し、同時に、
製作精度を最高度として、回転羽根とシリンダハ
ウジングとの間で測定した間隙高さｈを低値に制
限し、かくして、所定長さの間隙の流動抵抗をで
きる限り大きくすることは、西独実用新案
G8114452.0から公知である。かくして、回転羽
根および上記羽根に結合した機械部材をその旋回
範囲内の所定位置によい精度で保持できるよう、
作動油の漏れ損失が減少されるが、ピストンのパ
ツキンによつて、旋回駆動系の静止摩擦が大きく
なり、その結果、間隙範囲の周速が、所定値、即
ち、回転ピストンの運動に対する抵抗が静止摩擦
よりも小さいすべり摩擦によつて決まるようにな
る下限値を下回ると、旋回運動の開始時および停
止時には特に、粘着―すべり効果（Stick―Slip
―Effect）が現れることになる。更に、回転ピス
トンが、定常的に減速されて所定の最終位置に静
かに達せず、上記最終位置に急激に近づいて、一
般的に、所定の目標最終位置に正確には合致しな
い位置に停止することになる。この欠点は、例え
ば、ピストン位置の実際値を検知し、この実際値
を所定の目標値と比較して、回転ピストンを目標
位置に補足誘導する調節装置を設けても、排除で
きない。何故ならば、この種の調節装置は、目標
位置の近傍における粘着―すべり効果にもとづ
き、回転ピストンを逆方向へ運動せしめるので、
回転ピストンは、目標位置に静止せず、ほぼ調節
装置の調節周波数で振動するからである。このよ
うな状態は、実際上、許容できない。
れ損失をできる限り小さくするため、回転ピスト
ン形油圧シリンダの駆動シヤフトの間に回転羽根
を配置し、ピストンの円形パツキンによつてシリ
ンダハウジングに対して密封し、漏れ損失を定め
る間隙の有効巾ｂを、上記フランジの間で測定し
た回転羽根の軸線方向長さまで減少し、同時に、
製作精度を最高度として、回転羽根とシリンダハ
ウジングとの間で測定した間隙高さｈを低値に制
限し、かくして、所定長さの間隙の流動抵抗をで
きる限り大きくすることは、西独実用新案
G8114452.0から公知である。かくして、回転羽
根および上記羽根に結合した機械部材をその旋回
範囲内の所定位置によい精度で保持できるよう、
作動油の漏れ損失が減少されるが、ピストンのパ
ツキンによつて、旋回駆動系の静止摩擦が大きく
なり、その結果、間隙範囲の周速が、所定値、即
ち、回転ピストンの運動に対する抵抗が静止摩擦
よりも小さいすべり摩擦によつて決まるようにな
る下限値を下回ると、旋回運動の開始時および停
止時には特に、粘着―すべり効果（Stick―Slip
―Effect）が現れることになる。更に、回転ピス
トンが、定常的に減速されて所定の最終位置に静
かに達せず、上記最終位置に急激に近づいて、一
般的に、所定の目標最終位置に正確には合致しな
い位置に停止することになる。この欠点は、例え
ば、ピストン位置の実際値を検知し、この実際値
を所定の目標値と比較して、回転ピストンを目標
位置に補足誘導する調節装置を設けても、排除で
きない。何故ならば、この種の調節装置は、目標
位置の近傍における粘着―すべり効果にもとづ
き、回転ピストンを逆方向へ運動せしめるので、
回転ピストンは、目標位置に静止せず、ほぼ調節
装置の調節周波数で振動するからである。このよ
うな状態は、実際上、許容できない。
従つて、旋回駆動装置が、負荷によつて決まる
反撥力に抗して、所定の旋回位置を取り、高い精
度で上記位置を保持する必要がある場合には、公
知の旋回駆動装置は一般に不適である。
反撥力に抗して、所定の旋回位置を取り、高い精
度で上記位置を保持する必要がある場合には、公
知の旋回駆動装置は一般に不適である。
更に、パツキン（例えば、上述のピストン用パ
ツキン）を備えた公知の油圧式旋回駆動装置は、
著しく摩耗されるので、定常的に機能チエツクを
行わなければならず、この限りにおいて、多額の
保守費が必要となる。
ツキン）を備えた公知の油圧式旋回駆動装置は、
著しく摩耗されるので、定常的に機能チエツクを
行わなければならず、この限りにおいて、多額の
保守費が必要となる。
従つて、本発明の目的は、粘着−すべり効果を
確実に防止し、回転羽根および上記羽根に結合し
た機械要素の旋回角度を所定値に正確に調整で
き、摩耗を受けず、保守の必要がなく、簡単でコ
ンパクトな、冒頭に述べた種類の旋回駆動装置を
創成することにある。
確実に防止し、回転羽根および上記羽根に結合し
た機械要素の旋回角度を所定値に正確に調整で
き、摩耗を受けず、保守の必要がなく、簡単でコ
ンパクトな、冒頭に述べた種類の旋回駆動装置を
創成することにある。
この目的は、特許請求の範囲第１項の特徴記載
部分に挙げた特徴によつて簡単に達成される。
部分に挙げた特徴によつて簡単に達成される。
上記特徴にもとづき、回転ピストン形油圧シリ
ンダの、回転羽根によつて相互に区画した高圧チ
ヤンバの間の、所定回転位置の保持に必要な差圧
を適切な調節器によつて保持し、上記調節器の最
大調節周波数に合わせて、間隙高さを、調節器の
調節周波数で決める安全範囲内で、できる限り大
きく選択する。
ンダの、回転羽根によつて相互に区画した高圧チ
ヤンバの間の、所定回転位置の保持に必要な差圧
を適切な調節器によつて保持し、上記調節器の最
大調節周波数に合わせて、間隙高さを、調節器の
調節周波数で決める安全範囲内で、できる限り大
きく選択する。
本発明の枠内において、基本的に、所望の回転
位置安定化を行い得るすべてのタイプの調節器が
好適である。
位置安定化を行い得るすべてのタイプの調節器が
好適である。
回転ピストン形油圧シリンダと組合せる調節器
の調節周波数はできる限り高くするのが有利であ
る。
の調節周波数はできる限り高くするのが有利であ
る。
これに関連して、適切なタイプの調節器を特許
請求の範囲第２項に示した。この種の調節器は、
電気−油圧式調節器の約５倍の調節周波数を有す
る。この種の調節器の適切な構成を特許請求の範
囲第３項に詳細に規定した。
請求の範囲第２項に示した。この種の調節器は、
電気−油圧式調節器の約５倍の調節周波数を有す
る。この種の調節器の適切な構成を特許請求の範
囲第３項に詳細に規定した。
これに関連して、特殊な形状・寸法の回転ピス
トン形油圧シリンダと組合せるこの種の調節器の
構造を特許請求の範囲第４項に示した。この場
合、所定の目標位置に対する回転ピストン形油圧
シリンダの羽根の角度誤差は、極めて小さく、最
大約0.5°であり、上記シリンダの構造は、作製技
術的に簡単化でき、しかも、寸法は所定の境界条
件に適切に適合させることができる。
トン形油圧シリンダと組合せるこの種の調節器の
構造を特許請求の範囲第４項に示した。この場
合、所定の目標位置に対する回転ピストン形油圧
シリンダの羽根の角度誤差は、極めて小さく、最
大約0.5°であり、上記シリンダの構造は、作製技
術的に簡単化でき、しかも、寸法は所定の境界条
件に適切に適合させることができる。
本発明を、特殊な実施例を示す図面を参照して
以下に説明する。
以下に説明する。
第１図および第２図に示した本発明に係る旋回
または回転駆動装置１０の枠内において、回転ピ
ストン形油圧シリンダ１１が駆動ユニツトとして
設けてあり、上記シリンダのハウジング１２内で
は、高圧ポンプ（図示してない）の圧力Ｐ出力ま
たは油圧供給系のタンクに交互に接続して回転羽
根を矢印１８，１９で示した方向へ駆動できる２
つの高圧チヤンバ１６，１７が、断面が扇形の回
転羽根１３および断面が同じく扇形の半径方向隔
壁１４によつて相互に区画されている。回転羽根
１３は、シヤフト２１によつて、シリンダハウジ
ング１２の縦軸線２４のまわりに旋回可能なよう
上記ハウジングの端面プレート２２，２３に軸支
してある。図示の実施例では、回転羽根の可能な
最終旋回位置の間で測定した最大旋回角度は270゜
である。回転ピストン形油圧シリンダ１１の駆動
シヤフト２６に作用する負荷によつて、回転羽根
１３が隔壁１４の何れかの面２７，２８に当接す
る双方の最終位置の間の任意ではあるが設定可能
な旋回位置に回転羽根を設置でき、場合によつて
は、上記旋回位置に保持できるよう、総括して３
１で示した調節装置が設けてある。この調節装置
によつて、回転羽根１３の所望の旋回位置の目標
値を設定し、回転ピストン形油圧シリンダの高圧
チヤンバ１６，１７の圧力を適切に調節して上記
旋回位置を安定化する。
または回転駆動装置１０の枠内において、回転ピ
ストン形油圧シリンダ１１が駆動ユニツトとして
設けてあり、上記シリンダのハウジング１２内で
は、高圧ポンプ（図示してない）の圧力Ｐ出力ま
たは油圧供給系のタンクに交互に接続して回転羽
根を矢印１８，１９で示した方向へ駆動できる２
つの高圧チヤンバ１６，１７が、断面が扇形の回
転羽根１３および断面が同じく扇形の半径方向隔
壁１４によつて相互に区画されている。回転羽根
１３は、シヤフト２１によつて、シリンダハウジ
ング１２の縦軸線２４のまわりに旋回可能なよう
上記ハウジングの端面プレート２２，２３に軸支
してある。図示の実施例では、回転羽根の可能な
最終旋回位置の間で測定した最大旋回角度は270゜
である。回転ピストン形油圧シリンダ１１の駆動
シヤフト２６に作用する負荷によつて、回転羽根
１３が隔壁１４の何れかの面２７，２８に当接す
る双方の最終位置の間の任意ではあるが設定可能
な旋回位置に回転羽根を設置でき、場合によつて
は、上記旋回位置に保持できるよう、総括して３
１で示した調節装置が設けてある。この調節装置
によつて、回転羽根１３の所望の旋回位置の目標
値を設定し、回転ピストン形油圧シリンダの高圧
チヤンバ１６，１７の圧力を適切に調節して上記
旋回位置を安定化する。
上記調節装置の機能的に重要な構成部分は、
４／３弁として構成したサーボ弁（総括して３２
で示してある）である。このサーボ弁の各種の作
動位置を第３ａ〜３ｃ図に示した。
４／３弁として構成したサーボ弁（総括して３２
で示してある）である。このサーボ弁の各種の作
動位置を第３ａ〜３ｃ図に示した。
Ｉで示した第１流通位置では、回転ピストン形
油圧シリンダ１１の１つの高圧チヤンバ１６は、
サーボ弁３２の流路３３を介してポンプの高圧側
に接続され、別の高圧チヤンバ１７は、サーボ弁
３２の流路３４を介して液圧供給系（図示してな
い）のタンクに接続される。この場合、油圧シリ
ンダ１１の回転羽根１３は、矢印１８の方向へ回
転される。第３ｂ図にＯで示したサーボ弁の作動
位置では、回転ピストン形油圧シリンダ１１の双
方の高圧チヤンバ１６，１７は、ポンプまたは油
圧供給系のタンクに対して遮断され、回転羽根１
３は、作動油漏れ損失が排除されるか無視できる
限りは、上記羽根が取つた旋回位置にとどまる。
油圧シリンダ１１の１つの高圧チヤンバ１６は、
サーボ弁３２の流路３３を介してポンプの高圧側
に接続され、別の高圧チヤンバ１７は、サーボ弁
３２の流路３４を介して液圧供給系（図示してな
い）のタンクに接続される。この場合、油圧シリ
ンダ１１の回転羽根１３は、矢印１８の方向へ回
転される。第３ｂ図にＯで示したサーボ弁の作動
位置では、回転ピストン形油圧シリンダ１１の双
方の高圧チヤンバ１６，１７は、ポンプまたは油
圧供給系のタンクに対して遮断され、回転羽根１
３は、作動油漏れ損失が排除されるか無視できる
限りは、上記羽根が取つた旋回位置にとどまる。
第３ｃ図にで示したサーボ弁３２の第２流通
位置では、回転ピストン形油圧シリンダ１１の高
圧チヤンバ１７は、上記弁３２の流路３６を介し
てポンプの圧力出力に接続され、回転シリンダ形
油圧シリンダ１１の別の高圧チヤンバ１６は、サ
ーボ弁３２の流路３７を介して液圧供給系のタン
クに接続される。この場合、回転羽根１３は、矢
印１９の方向へ回転される。
位置では、回転ピストン形油圧シリンダ１１の高
圧チヤンバ１７は、上記弁３２の流路３６を介し
てポンプの圧力出力に接続され、回転シリンダ形
油圧シリンダ１１の別の高圧チヤンバ１６は、サ
ーボ弁３２の流路３７を介して液圧供給系のタン
クに接続される。この場合、回転羽根１３は、矢
印１９の方向へ回転される。
サーボ弁３２の上述の機能を実現するため、第
１図から明らかな如く、合計４つのシート弁３
８，３９，４１，４２が共通のハウジング４３に
設けてある。
１図から明らかな如く、合計４つのシート弁３
８，３９，４１，４２が共通のハウジング４３に
設けてある。
上記弁３８，３９，４１，４２は、それぞれ、
円すい台形弁体４４と、ハウジングに固定した円
環状弁座４６とを有する。上記弁体４６は、予圧
された状態の圧縮コイルバネ４７によつて、上記
弁３８，３９，４１，４２の阻止位置に押され
る。弁３８，３９，４１，４２は、サーボ弁３２
のハウジング４３の、旋回駆動装置１０の中心軸
線２４に直角に延びる横方向中心面４８に関して
対称に配置してある。上記中心面４８に関して相
互に対向する弁３８，４２および３９，４１の弁
体４４は、それぞれ、旋回駆動装置１０の縦軸線
２４に平行に延びる軸線４９，５０に沿つて変位
自在に案内されている。
円すい台形弁体４４と、ハウジングに固定した円
環状弁座４６とを有する。上記弁体４６は、予圧
された状態の圧縮コイルバネ４７によつて、上記
弁３８，３９，４１，４２の阻止位置に押され
る。弁３８，３９，４１，４２は、サーボ弁３２
のハウジング４３の、旋回駆動装置１０の中心軸
線２４に直角に延びる横方向中心面４８に関して
対称に配置してある。上記中心面４８に関して相
互に対向する弁３８，４２および３９，４１の弁
体４４は、それぞれ、旋回駆動装置１０の縦軸線
２４に平行に延びる軸線４９，５０に沿つて変位
自在に案内されている。
サーボ弁３２の図示の阻止位置（第３ｂ図のＯ
位置）では、４つのシート弁３８，３９，４１，
４２は閉じ、弁体４４は、それぞれピン５１を介
して、ハウジング４３内に縦軸線２４の方向へ往
復運動自在に設けた半径方向フランジ状の作動部
材５２に支持される。作動部材５２は、サーボ弁
３２のハウジングブロツク４３の中央ボア５４内
に中心軸線２４の方向へ往復運動自在なよう案内
した管状スリーブ５３に固定してある。このスリ
ーブには、長い管状のスピンドルナツト５６が軸
支してある。上記スピンドルナツトのネジ溝５７
は、転動ボール５８を介して、スピンドル６１の
ネジ山５９と係合する。図示の実施例では、上記
スピンドルは、回転ピストン形油圧シリンダ１１
の回転シリンダ１３のシヤフト２１に固定してあ
り、上記シヤフト２１の軸線方向延長部分を形成
する。
位置）では、４つのシート弁３８，３９，４１，
４２は閉じ、弁体４４は、それぞれピン５１を介
して、ハウジング４３内に縦軸線２４の方向へ往
復運動自在に設けた半径方向フランジ状の作動部
材５２に支持される。作動部材５２は、サーボ弁
３２のハウジングブロツク４３の中央ボア５４内
に中心軸線２４の方向へ往復運動自在なよう案内
した管状スリーブ５３に固定してある。このスリ
ーブには、長い管状のスピンドルナツト５６が軸
支してある。上記スピンドルナツトのネジ溝５７
は、転動ボール５８を介して、スピンドル６１の
ネジ山５９と係合する。図示の実施例では、上記
スピンドルは、回転ピストン形油圧シリンダ１１
の回転シリンダ１３のシヤフト２１に固定してあ
り、上記シヤフト２１の軸線方向延長部分を形成
する。
駆動ユニツトの旋回自在な部材が、図示の回転
羽根１３ではなく、油圧モータのハウジング１１
である場合は、上記ハウジングをスピンドル６１
に固定し、羽根は、サーボ弁３２のハウジング４
３に剛に結合する。
羽根１３ではなく、油圧モータのハウジング１１
である場合は、上記ハウジングをスピンドル６１
に固定し、羽根は、サーボ弁３２のハウジング４
３に剛に結合する。
作動部材５２を支持するスリーブ５３は、外レ
ース６７，６８を変位・回転しないようスピンド
ルナツト５６に取付けたスラストころがり軸受６
４，６６の内レース６２，６３の間に設けてある
（第１図）。従つて、スリーブ５３または作動部材
５２は、スピンドルナツト５６またはスピンドル
６１の回転から結果する上記スピンドルナツトの
軸線方向変位運動に追従するが、スピンドルナツ
ト５６の回転自体には追従しない。
ース６７，６８を変位・回転しないようスピンド
ルナツト５６に取付けたスラストころがり軸受６
４，６６の内レース６２，６３の間に設けてある
（第１図）。従つて、スリーブ５３または作動部材
５２は、スピンドルナツト５６またはスピンドル
６１の回転から結果する上記スピンドルナツトの
軸線方向変位運動に追従するが、スピンドルナツ
ト５６の回転自体には追従しない。
スピンドルナツトは、直接にまたは適切な伝動
機構を介してステツプモータ７１の駆動シヤフト
６９に形状結合してあるので、上記モータを適切
に電気的にトリガすれば、所定の角度量だけ回転
させることができる。
機構を介してステツプモータ７１の駆動シヤフト
６９に形状結合してあるので、上記モータを適切
に電気的にトリガすれば、所定の角度量だけ回転
させることができる。
スピンドルナツトを矢印７２の方向へ、即ち、
時計方向へ所定角度Rだけ回転すれば、作動部
材５２は、矢印７３の方向へ変位し、その結果、
弁ハウジング３２の左半部に設けた双方のシート
弁３８，３９（第１図）が開き、一方、弁ハウジ
ング３２の右半部に設けたシート弁４１，４２は
閉鎖状態に保持される。この場合、サーボ弁３２
は、第３ａ図に示した第１流通位置にあり、従つ
て、回転ピストン形油圧シリンダ１１の１つの高
圧チヤンバ１６は、開放された流路３３を介して
ポンプの高圧出力に接続され、回転ピストン形油
圧シリンダ１１の別の高圧チヤンバ１７は、油圧
供給系のタンクに接続される。この場合、回転ピ
ストン形油圧シリンダ１１の回転羽根１３は、矢
印１８の方向へ、即ち、時計方向へ回転し（第３
ａ図）、回転羽根１３の回転角度が、ステツプモ
ータ７１のトリガによつてスピンドルナツト５６
が回転された角度Rに合致すると、スピンドル
駆動機構５７，６１の機械的フイードバツク作用
によつて、作動部材５２は、再び第１図に示した
中立位置を取る。即ち、ステツプモータの制御に
よつてスピンドルナツト５６の特定の回転角度を
定めれば、旋回駆動装置１０の特定の旋回角度が
目標値として与えられる。さて、回転羽根１３
が、サーボ弁３２の中立位置（第３ｂ図）に関連
する目標回転位置に達した後、例えば、回転ピス
トン形油圧シリンダ１１の駆動シヤフト２６に作
用する負荷の影響によつて、回転羽根１３が時計
方向へ更に回転されると、作動部材５２は、ピス
トン駆動機構５６，６１によつて回転羽根１３に
機械的に接合されているので、矢印７４の方向へ
運動し、従つて、シート弁４１，４２は、開放位
置に達し、サーボ弁３２は、第３ｃ図に示した作
動位置を取り、回転羽根１３は、矢印１９の方向
へ、即ち、逆方向へ回転される。回転羽根１３の
上記の逆回転は、サーボ弁３２の作動部材５２が
第１図または第３ｂ図に示した中立位置に達する
と直ちに終了する。
時計方向へ所定角度Rだけ回転すれば、作動部
材５２は、矢印７３の方向へ変位し、その結果、
弁ハウジング３２の左半部に設けた双方のシート
弁３８，３９（第１図）が開き、一方、弁ハウジ
ング３２の右半部に設けたシート弁４１，４２は
閉鎖状態に保持される。この場合、サーボ弁３２
は、第３ａ図に示した第１流通位置にあり、従つ
て、回転ピストン形油圧シリンダ１１の１つの高
圧チヤンバ１６は、開放された流路３３を介して
ポンプの高圧出力に接続され、回転ピストン形油
圧シリンダ１１の別の高圧チヤンバ１７は、油圧
供給系のタンクに接続される。この場合、回転ピ
ストン形油圧シリンダ１１の回転羽根１３は、矢
印１８の方向へ、即ち、時計方向へ回転し（第３
ａ図）、回転羽根１３の回転角度が、ステツプモ
ータ７１のトリガによつてスピンドルナツト５６
が回転された角度Rに合致すると、スピンドル
駆動機構５７，６１の機械的フイードバツク作用
によつて、作動部材５２は、再び第１図に示した
中立位置を取る。即ち、ステツプモータの制御に
よつてスピンドルナツト５６の特定の回転角度を
定めれば、旋回駆動装置１０の特定の旋回角度が
目標値として与えられる。さて、回転羽根１３
が、サーボ弁３２の中立位置（第３ｂ図）に関連
する目標回転位置に達した後、例えば、回転ピス
トン形油圧シリンダ１１の駆動シヤフト２６に作
用する負荷の影響によつて、回転羽根１３が時計
方向へ更に回転されると、作動部材５２は、ピス
トン駆動機構５６，６１によつて回転羽根１３に
機械的に接合されているので、矢印７４の方向へ
運動し、従つて、シート弁４１，４２は、開放位
置に達し、サーボ弁３２は、第３ｃ図に示した作
動位置を取り、回転羽根１３は、矢印１９の方向
へ、即ち、逆方向へ回転される。回転羽根１３の
上記の逆回転は、サーボ弁３２の作動部材５２が
第１図または第３ｂ図に示した中立位置に達する
と直ちに終了する。
即ち、サーボ弁３２は、目標位置に対する回転
羽根１３の回転位置の偏差の原因をなす妨害量が
如何なる種類であつても上記妨害量の影響を排除
する機械−油圧式アナログ調節器として働く。こ
の場合、上記アナログ調節器の調節周波数frは、
スピンドル駆動機構５６，６１が回転羽根１３の
位置を作動部材５２の位置に機械的にフイードバ
ツクするので、十分に高く、典型的な事例では
500s-1であり、好適な事例では更に高くなる。
羽根１３の回転位置の偏差の原因をなす妨害量が
如何なる種類であつても上記妨害量の影響を排除
する機械−油圧式アナログ調節器として働く。こ
の場合、上記アナログ調節器の調節周波数frは、
スピンドル駆動機構５６，６１が回転羽根１３の
位置を作動部材５２の位置に機械的にフイードバ
ツクするので、十分に高く、典型的な事例では
500s-1であり、好適な事例では更に高くなる。
上記調節周波数frとは、回転羽根１３が目標値
に到達して負荷によつて余分に回転し、その後目
標値に戻り、最終的に目標位置へ達するまでに往
復するときの機械的振動の周波数を意味する。
に到達して負荷によつて余分に回転し、その後目
標値に戻り、最終的に目標位置へ達するまでに往
復するときの機械的振動の周波数を意味する。
本発明に係る旋回駆動装置（例えば、第１図の
旋回駆動装置１０）において、本発明の意図する
好適な性質（即ち、回転羽根１３の所定の旋回位
置を高精度で保持できること、回転ピストン形油
圧シリンダ１１に摩擦および摩耗がないこと、上
記シリンダの構造が簡単であること）を達成する
ため、回転部材と固定部材との間の間隙巾（本事
例では、回転羽根１３とハウジング１２との間の
間隙巾）は、一方では回転ピストン形油圧シリン
ダ１１の精度保持に関連する作製費が低廉である
よう、他方では作動油漏れ損失量QLとして表わ
した妨害量が、位置誤差δφが妥当な範囲内にあ
るよう、調節装置３１によつて排除できるよう選
択する。
旋回駆動装置１０）において、本発明の意図する
好適な性質（即ち、回転羽根１３の所定の旋回位
置を高精度で保持できること、回転ピストン形油
圧シリンダ１１に摩擦および摩耗がないこと、上
記シリンダの構造が簡単であること）を達成する
ため、回転部材と固定部材との間の間隙巾（本事
例では、回転羽根１３とハウジング１２との間の
間隙巾）は、一方では回転ピストン形油圧シリン
ダ１１の精度保持に関連する作製費が低廉である
よう、他方では作動油漏れ損失量QLとして表わ
した妨害量が、位置誤差δφが妥当な範囲内にあ
るよう、調節装置３１によつて排除できるよう選
択する。
この種の作動油漏れ損失量QLが、本質的に、
回転ピストン形油圧シリンダ１１の作動時に高圧
チヤンバからタンクに接続したチヤンバへオーバ
フローする作動油の量によつて決まると仮定すれ
ば、回転ピストン形油圧シリンダ１１の場合、良
い近似で下式が成立する。
回転ピストン形油圧シリンダ１１の作動時に高圧
チヤンバからタンクに接続したチヤンバへオーバ
フローする作動油の量によつて決まると仮定すれ
ば、回転ピストン形油圧シリンダ１１の場合、良
い近似で下式が成立する。
QL＝Δp／12η〔b1h1 3／l1＋b1h2 3／l2
＋２（Ｒ−ｒ）h3 3／（l1＋l3）／２〕……(
1) 式中、b1はそれぞれ回転羽根１３とシリンダハ
ウジング１２との間および回転羽根のシヤフト２
１とハウジングの隔壁１４との間の湾曲した間隙
７６，７７の、縦軸線２４の方向に測定した長さ
を表わし、h1およびh2は、半径方向に測定した間
隙７６，７７の内法距離を表わし、l1およびl2は、
円周方向に測定した間隙７６，７７の長さを表わ
し、Ｒはシリンダハウジング１２の内側半径を表
わし、ｒはシヤフト２１の半径を表わし、（Ｒ−
ｒ）は、シリンダハウジングの端壁８１，８２と
回転羽根１３との間の半径方向間隙７８，７９
の、半径方向に測定した巾を表わし、h3は軸線方
向に測定した上記間隙７８，７９の内法距離を表
わし（双方の間隙について同一と仮定する）、l3
は軸線方向に延びる基底エツジ８３，８４の間で
測定した。シヤフト周円の弧の長さを表わし、
（l1＋l3）／２は、回転方向に測定した半径方向間
隙７８，７９の長さを表わす。間隙距離h1，h2，
h3が、同一の数値ｈを取り、回転方向に測定した
間隙７６，７７の長さl1，l2が、数値Ｌを取ると
仮定すれば、(1)式は下記の如く簡単化される。
1) 式中、b1はそれぞれ回転羽根１３とシリンダハ
ウジング１２との間および回転羽根のシヤフト２
１とハウジングの隔壁１４との間の湾曲した間隙
７６，７７の、縦軸線２４の方向に測定した長さ
を表わし、h1およびh2は、半径方向に測定した間
隙７６，７７の内法距離を表わし、l1およびl2は、
円周方向に測定した間隙７６，７７の長さを表わ
し、Ｒはシリンダハウジング１２の内側半径を表
わし、ｒはシヤフト２１の半径を表わし、（Ｒ−
ｒ）は、シリンダハウジングの端壁８１，８２と
回転羽根１３との間の半径方向間隙７８，７９
の、半径方向に測定した巾を表わし、h3は軸線方
向に測定した上記間隙７８，７９の内法距離を表
わし（双方の間隙について同一と仮定する）、l3
は軸線方向に延びる基底エツジ８３，８４の間で
測定した。シヤフト周円の弧の長さを表わし、
（l1＋l3）／２は、回転方向に測定した半径方向間
隙７８，７９の長さを表わす。間隙距離h1，h2，
h3が、同一の数値ｈを取り、回転方向に測定した
間隙７６，７７の長さl1，l2が、数値Ｌを取ると
仮定すれば、(1)式は下記の如く簡単化される。
QL＝Δp・h3／12η−〔2b1／Ｌ＋２（Ｒ−ｒ）／（Ｌ＋
l3）／２〕……(2) 更に、回転羽根１３の最大旋回角度を270゜と仮
定すれば、回転ピストン形油圧シリンダ１１の半
径方向面内に延びる回転羽根１３の境界面８６，
８７が相互になす扇形角度は30゜となり、回転
ピストン形油圧シリンダ１１の半径方向面内に延
びる隔壁１４の境界面２７，２８が相互になす扇
形角度Ψは60゜となる。
l3）／２〕……(2) 更に、回転羽根１３の最大旋回角度を270゜と仮
定すれば、回転ピストン形油圧シリンダ１１の半
径方向面内に延びる回転羽根１３の境界面８６，
８７が相互になす扇形角度は30゜となり、回転
ピストン形油圧シリンダ１１の半径方向面内に延
びる隔壁１４の境界面２７，２８が相互になす扇
形角度Ψは60゜となる。
図示の実施例では、回転角感度ａは、下式（式
中、v2は双方の高圧チヤンバ１６，１７の容積の
和を表わす） ａ＝270／v2 〔度・cm-3〕 ……(3) 従つて、作動油漏れ損失量を(1)式または(2)式で
与えた場合、所定の目標位置に対する単位時間当
りの角度誤差Δφは、下式で与えられる。
中、v2は双方の高圧チヤンバ１６，１７の容積の
和を表わす） ａ＝270／v2 〔度・cm-3〕 ……(3) 従つて、作動油漏れ損失量を(1)式または(2)式で
与えた場合、所定の目標位置に対する単位時間当
りの角度誤差Δφは、下式で与えられる。
Δφ＝QL・ａ 〔度・sec-1〕 ……(4)
本発明にもとづき、回転ピストン形油圧シリン
ダ１１と調節装置３１とを組合せれば、この誤差
は、上記調節装置３１の調節周波数frによつて排
除されるので、調節運転を行なつた場合、位置誤
差δφは、下式で与えられる。
ダ１１と調節装置３１とを組合せれば、この誤差
は、上記調節装置３１の調節周波数frによつて排
除されるので、調節運転を行なつた場合、位置誤
差δφは、下式で与えられる。
δφ＝Δφ／fr＝QL・ａ／fr ……(5)
特殊な実施例に成立する(2)式を考慮して(5)式か
ら下式が得られる（式中、Ｇは、(2)式において角
カツコで囲んだ幾何学的係数、即ち、作動動油漏
れ損失量θLに対する間隙７６〜７９の長さおよび
び巾の影響を表現する係数を表わす）。
ら下式が得られる（式中、Ｇは、(2)式において角
カツコで囲んだ幾何学的係数、即ち、作動動油漏
れ損失量θLに対する間隙７６〜７９の長さおよび
び巾の影響を表現する係数を表わす）。
δφ＝Δp・h3・Ｇ・ａ／12ηfr ……(6)
本発明に係る旋回駆動装置１０の枠内におい
て、位置精度δφが与えられた場合、間隙距離は
下式にもとづき選択する。
て、位置精度δφが与えられた場合、間隙距離は
下式にもとづき選択する。
回転ピストン形油圧シリンダ１１を下記の如く
設計した場合、 高圧チヤンバ１６，１７の容積の和 40.5cm3 シリンダハウジングの内径 3.44cm 羽根シヤフトの径 3.44cm (2)式の幾何学的係数Ｇは4.7となる。調節装置
３１の調節周波数frが500s-1であり、作動油の粘
度が0.22×10-6bar・ｓであり、位置誤差δφの目
標値を0.5゜以下である場合、(7)式から間隙距離に
ついて下記数値が得られる。
設計した場合、 高圧チヤンバ１６，１７の容積の和 40.5cm3 シリンダハウジングの内径 3.44cm 羽根シヤフトの径 3.44cm (2)式の幾何学的係数Ｇは4.7となる。調節装置
３１の調節周波数frが500s-1であり、作動油の粘
度が0.22×10-6bar・ｓであり、位置誤差δφの目
標値を0.5゜以下である場合、(7)式から間隙距離に
ついて下記数値が得られる。
ｈ＝0.006cm
このような大きさの間隙距離を有する回転ピス
トン形油圧シリンダ１１は、容易に作製でき、し
かも、摩擦損失を示さない。何故ならば、回転羽
根１３が、間隙７６〜７９にオーバフローする漏
洩作動油によつて全体的に潤滑されるからであ
る。
トン形油圧シリンダ１１は、容易に作製でき、し
かも、摩擦損失を示さない。何故ならば、回転羽
根１３が、間隙７６〜７９にオーバフローする漏
洩作動油によつて全体的に潤滑されるからであ
る。
上述の寸法の回転ピストン形油圧シリンダにお
いて、間隙距離を0.005cm以下に、即ち、(7)式の
最大許容間隙距離ｈよりも幾分小さく選択すれ
ば、作動油漏れ損失量は約22cm3s-1となる。この
数値は、回転ピストン形油圧シリンダ１１の全容
積の約１／２に対応する。
いて、間隙距離を0.005cm以下に、即ち、(7)式の
最大許容間隙距離ｈよりも幾分小さく選択すれ
ば、作動油漏れ損失量は約22cm3s-1となる。この
数値は、回転ピストン形油圧シリンダ１１の全容
積の約１／２に対応する。
間隙の長さおよび巾に関する上述の条件のもと
で、回転ピストン形油圧シリンダの諸元を大きく
すればする程（但し、この場合、所定の全間隙巾
において、回転羽根１３の受圧面積ができる限り
大きくなるよう、すべての間隙について同一の巾
を選択しなければならない）、間隙距離ｈをより
大きく選択できる。全間隙巾が３cmである場合、
間隙距離が約0.01cmであつても、調節装置３１の
調節周波数を500s-1とすれば、0.5゜の位置精度を
達成できると云うことが、(7)式から知られる。
で、回転ピストン形油圧シリンダの諸元を大きく
すればする程（但し、この場合、所定の全間隙巾
において、回転羽根１３の受圧面積ができる限り
大きくなるよう、すべての間隙について同一の巾
を選択しなければならない）、間隙距離ｈをより
大きく選択できる。全間隙巾が３cmである場合、
間隙距離が約0.01cmであつても、調節装置３１の
調節周波数を500s-1とすれば、0.5゜の位置精度を
達成できると云うことが、(7)式から知られる。
本発明に係る旋回駆動装置は、大きい耐摩耗性
（即ち、保守不要性）および高い位置精度が要求
されるすべての用途に極めて好適である。
（即ち、保守不要性）および高い位置精度が要求
されるすべての用途に極めて好適である。
かくして、高圧チヤンバから低圧チヤンバを介
してタンクへ流れる漏洩作動油は、単位時間当り
の流量がチヤンバ容積のオーダになることもある
が、許容でき、この限りにおいて、高圧ポンプを
常時運転することは問題とはならない。かくし
て、通常の寸法の回転駆動ユニツトについて、少
くとも、下記の決定的利点が得られる。
してタンクへ流れる漏洩作動油は、単位時間当り
の流量がチヤンバ容積のオーダになることもある
が、許容でき、この限りにおいて、高圧ポンプを
常時運転することは問題とはならない。かくし
て、通常の寸法の回転駆動ユニツトについて、少
くとも、下記の決定的利点が得られる。
間隙距離が公知の回転駆動装置に比して大きい
ことにもとづき、順守すべき製作公差が著しくゆ
るやかになり、従つて、製造コストが著しく低下
する。更に、密封フランジおよびピストンパツキ
ンが不要であるので、回転ピストン形油圧シリン
ダの構造を本質的に簡単化できる。静止摩擦に帰
因する粘着−すべり効果は、全く現れず、摩擦抵
抗はすべり摩擦効果だけであるので、実際上、回
転ピストン形油圧シリンダを摩擦損失なく構成す
ることができる。かくして、寿命が著しく長くな
る。更に、調節器と適切に組合せて、回転ピスト
ン形油圧シリンダを位置決めのためにまたは位置
決め駆動装置として使用できる。
ことにもとづき、順守すべき製作公差が著しくゆ
るやかになり、従つて、製造コストが著しく低下
する。更に、密封フランジおよびピストンパツキ
ンが不要であるので、回転ピストン形油圧シリン
ダの構造を本質的に簡単化できる。静止摩擦に帰
因する粘着−すべり効果は、全く現れず、摩擦抵
抗はすべり摩擦効果だけであるので、実際上、回
転ピストン形油圧シリンダを摩擦損失なく構成す
ることができる。かくして、寿命が著しく長くな
る。更に、調節器と適切に組合せて、回転ピスト
ン形油圧シリンダを位置決めのためにまたは位置
決め駆動装置として使用できる。
第１図は、本発明に係る旋回駆動装置の略縦断
面図、第２図は、第１図の線１１−１１に沿う断
面図、第３ａ〜３ｃ図は、第１図の旋回駆動装置
の機能を説明するための、上記装置の各種運転状
態を示す略図である。 １０…旋回駆動装置、１１…回転ピストン形油
圧シリンダ、１２…シリンダハウジング、１３…
回転羽根、１４…ハウジングの隔壁、１６，１７
…高圧チヤンバ、２１…回転羽根のシヤフト、３
１…調節装置、７６〜７９…間隙。
面図、第２図は、第１図の線１１−１１に沿う断
面図、第３ａ〜３ｃ図は、第１図の旋回駆動装置
の機能を説明するための、上記装置の各種運転状
態を示す略図である。 １０…旋回駆動装置、１１…回転ピストン形油
圧シリンダ、１２…シリンダハウジング、１３…
回転羽根、１４…ハウジングの隔壁、１６，１７
…高圧チヤンバ、２１…回転羽根のシヤフト、３
１…調節装置、７６〜７９…間隙。
Claims (1)
- 【特許請求の範囲】 １ 羽根およびシリンダハウジングの半径方向の
壁によつて相互に区画されていて液圧供給系の高
圧側および低圧側に交互に接続できる少なくとも
２つの高圧チヤンバを有する回転ピストン形液圧
シリンダを備えた油圧式旋回駆動装置において、
羽根１３の所定の回転位置において現れる作動油
漏れ損失量Ｑ１を調節するため、調節装置３１が
設けてあり、羽根１３とシリンダハウジング１２
の壁との間または羽根のシヤフト２１とシリンダ
ハウジング１２の半径方向隔壁１４との間に残存
する間隙７６〜７９の距離ｈが、下記関係式（式
中、δφは所定の目標位置に対する羽根１３の回
転位置の許容偏差（角度で表現）を表し、ηは作
動油の粘度を表し、frは調節装置３１の調節周波
数を表し、Δpは回転羽根１３の所定の回転位置
を保持するのに必要な、回転ピストン形液圧シリ
ンダ１１の高圧チヤンバ１６，１７の圧力差を表
し、Ｇは間隙の長さおよび巾を考慮した幾何学的
係数を表し、ａは最大旋回角と高圧チヤンバ１
６，１７の全容積との比によつて決まる調節回路
の感度を表す）にもとづき、 選択されていることを特徴とする旋回駆動装置。 ２ 機械―油圧式アナログ調節器３２が、調節装
置３１として設けてあることを特徴とする特許請
求の範囲第１項記載の旋回駆動装置。 ３ スピンドル駆動機構５６，６１によつて求め
た目標値を設定し且つ実際値をフイードバツクす
る４／３サーボ弁３２が、機械―液圧式アナログ
調節器として設けてあり、羽根１３の旋回角目標
値はスピンドルナツト５６の回転によつて定める
ことを特徴とするする特許請求の範囲第１項また
は第２項記載の旋回駆動装置。 ４ 調節装置３１の調節周波数が、少なくとも
500S-1であり、羽根３１およびハウジング１２の
隔壁１４の横断面が、頂角がそれぞれ30゜および
60゜の扇形形状であり、羽根シヤフト２１の径が、
シリンダハウジング１２の内法径の１／２に等し
く、羽根１３との間の軸線方向および半径方向へ
延びる間隙７６，７７；７８，７９の距離が等し
く、それぞれ約0.05mmであることを特徴とする特
許請求の範囲第１項または第２項記載の旋回駆動
装置。
Applications Claiming Priority (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| DE19823204067 DE3204067A1 (de) | 1982-02-06 | 1982-02-06 | Hydraulischer schwenkantrieb |
| DE3204067.9 | 1982-02-06 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS58191306A JPS58191306A (ja) | 1983-11-08 |
| JPH0364723B2 true JPH0364723B2 (ja) | 1991-10-08 |
Family
ID=6154950
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP58017572A Granted JPS58191306A (ja) | 1982-02-06 | 1983-02-07 | 液圧式旋回駆動装置 |
Country Status (6)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US4633759A (ja) |
| JP (1) | JPS58191306A (ja) |
| DE (1) | DE3204067A1 (ja) |
| FR (1) | FR2521233B1 (ja) |
| GB (1) | GB2118246B (ja) |
| IT (1) | IT1161877B (ja) |
Families Citing this family (10)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS6247942U (ja) * | 1985-09-13 | 1987-03-24 | ||
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| DE3790502D2 (en) * | 1986-09-04 | 1988-08-25 | Eckehart Schulze | Hydraulic idling-regulating valve |
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