JPS58191306A - 液圧式旋回駆動装置 - Google Patents
液圧式旋回駆動装置Info
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- JPS58191306A JPS58191306A JP58017572A JP1757283A JPS58191306A JP S58191306 A JPS58191306 A JP S58191306A JP 58017572 A JP58017572 A JP 58017572A JP 1757283 A JP1757283 A JP 1757283A JP S58191306 A JPS58191306 A JP S58191306A
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- hydraulic
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- 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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Abstract
(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。
め要約のデータは記録されません。
Description
【発明の詳細な説明】
〔発明の技術分野〕
本発明は、羽根によっ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へる少くとも２つの高
圧チャ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。
圧側および低圧側に交互に接続でへる少くとも２つの高
圧チャ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。
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、３２
♂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１ｉｃｆｉ１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
大角く、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色る。
♂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１ｉｃｆｉ１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
大角く、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色る。
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。
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、双方の作動圧チャ
ンバの間で羽根の回転方向へ測定した、羽根とシリンダ
ハワジングとの間に残存する間隙の長さｔは１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、高圧チャンバの間
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
失は本質的に大角い。
ンバの間で羽根の回転方向へ測定した、羽根とシリンダ
ハワジングとの間に残存する間隙の長さｔは１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、高圧チャンバの間
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
失は本質的に大角い。
従って、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。
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Ｅ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
ダの駆動シャフトの間に回転羽根を配置し、ピストンの
円形パツキンによってシリンダハワジングに対して密封
し、漏れ損失を定める間隙の有効中すを、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、製作精度を鏝高度として、回転羽根とシリンダノ
・ウジングとの間で測定した間隙高さｈをは値に制限し
、かくして、所定長さの間隙の流動抵抗をできる限り大
傘くすることは、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って、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っ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−８ｌｉｐ−Ｅｆｆ＠ｅｔ）
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靜かに達せず、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、排除で色ない。
できる限り小さくするため、回転ピストン形油圧シリン
ダの駆動シャフトの間に回転羽根を配置し、ピストンの
円形パツキンによってシリンダハワジングに対して密封
し、漏れ損失を定める間隙の有効中すを、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、製作精度を鏝高度として、回転羽根とシリンダノ
・ウジングとの間で測定した間隙高さｈをは値に制限し
、かくして、所定長さの間隙の流動抵抗をできる限り大
傘くすることは、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って、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っ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−８ｌｉｐ−Ｅｆｆ＠ｅｔ）
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靜かに達せず、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、排除で色ない。
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、は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。
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、は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。
従って、旋回駆動装置が、負荷によって決まる反撥力に
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。
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、定常的に機能チェッ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。
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、定常的に機能チェッ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。
従って、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色、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。
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色、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％命記載部分に挙
げた特徴によって簡単に達成される。
げた特徴によって簡単に達成される。
上記特徴にもとづ色、回転ピストン形油圧シリンダの、
回転羽根によっ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
って保持し、上記調節器の最大調節周波数に合わせて、
間隙高さを、―筒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。
回転羽根によっ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
って保持し、上記調節器の最大調節周波数に合わせて、
間隙高さを、―筒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。
かくして、高圧チャンバから低圧チャンバを介してタン
クへ流れる漏洩作動油は、単位時間当りの流量がチャン
バ容積のオーダになることもあるが、許容でき、この限
９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ットに
ついて、少くとも、下記の決定的利点が得られる。
クへ流れる漏洩作動油は、単位時間当りの流量がチャン
バ容積のオーダになることもあるが、許容でき、この限
９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ットに
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金いことにも
とづ含、順守すべき製作公差が著しくゆるやかになり、
従って、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ノ（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、
―筒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
で色る。
とづ含、順守すべき製作公差が著しくゆるやかになり、
従って、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ノ（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、
―筒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
で色る。
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。
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
波数はで睡る限り高くするのが有利である。
波数はで睡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。
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糧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１ノンダの羽根の角度娯差は
、極めて小さく、最大約０．５ｕ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。
圧シリンダと組合せるこの糧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１ノンダの羽根の角度娯差は
、極めて小さく、最大約０．５ｕ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。
明する。
〔実施例１
第１図および！！！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が駆動ユニットとして設けてあり、上記
シリンダの）・ウジフグ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１８．１１１で示し
た方向へ駆動できる２つの高圧チャンバ１６，１７が、
断面が扇形の回転羽根１２および断面が同じく扇形の半
径方向隔壁１４によって相互に区画されている。回転羽
根１３は、シャフト２１によって、シリンダハ９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）２２．２３に軸支しである。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２７ （ｌである。
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が駆動ユニットとして設けてあり、上記
シリンダの）・ウジフグ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１８．１１１で示し
た方向へ駆動できる２つの高圧チャンバ１６，１７が、
断面が扇形の回転羽根１２および断面が同じく扇形の半
径方向隔壁１４によって相互に区画されている。回転羽
根１３は、シャフト２１によって、シリンダハ９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）２２．２３に軸支しである。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２７ （ｌである。
回転ピストン形油圧シリンダ１１の駆動シャフト２６に
作用する負荷によって、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
ではめるが設定可能な旋回位置に回転羽根を設置でき、
場合によっては、上記旋回位置に保持で睡るよう、総括
して３１で示した１ｉｉ節装置が設けである。この調節
装置によって、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ャンバ
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。
作用する負荷によって、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
ではめるが設定可能な旋回位置に回転羽根を設置でき、
場合によっては、上記旋回位置に保持で睡るよう、総括
して３１で示した１ｉｉ節装置が設けである。この調節
装置によって、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ャンバ
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で示しである）
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。
として構成したサーボ弁（総括して３２で示しである）
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。
■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”ヤンパ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
圧チャンバ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の回転ピストン１３は、矢印１
８の方向へ同転される１、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
双方の高圧チャンバ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１３は、作動
油漏れ損失が排除されるか無視で件る限りは、上記羽根
が取った旋回位置にとどまる、。
ンダ１１の１つの高圧チ”ヤンパ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
圧チャンバ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の回転ピストン１３は、矢印１
８の方向へ同転される１、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
双方の高圧チャンバ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１３は、作動
油漏れ損失が排除されるか無視で件る限りは、上記羽根
が取っ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の高圧チャンバ１７
Ｆｉ、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
圧チャンノく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。
、回転ピストン形油圧シリンダ１１の高圧チャンバ１７
Ｆｉ、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
圧チャンノく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３Ｂ。
明らかな如く、合計４つのシート弁３Ｂ。
３９．４１．４２が共通のノ・９ジング４３に設けであ
る。
る。
上記弁３８，３９，４０．４１は、それぞれ、円すい台
形弁体４４と、ノ・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４Ｔによって、上記弁３Ｂ。
形弁体４４と、ノ・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４Ｔによって、上記弁３Ｂ。
３９．４１．４２の阻止位置に押される。弁３８，３９
゜４１．４２は、サーボ弁３２のノ１クジング４３の、
旋回駆動装＠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である。
゜４１．４２は、サーボ弁３２のノ１クジング４３の、
旋回駆動装＠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である。
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−４９゜５０に沿っ
て変位自在に案内されている。
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−４９゜５０に沿っ
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般けた半径方向
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のハワジングブロック４３の中央ポア
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に固定しである１、このスリーブ
には、長い管状のスピンドルナンド５６か軸支しである
１、−上記スピンドルナツトのネジ＃１５７は、転動ボ
ール５８を介して、スピンドル６１のネジ山５９と保合
する。図示の実施例では、上記スピンドルは、（ロ）転
ピストン形油圧シリンダ１１の回転羽根１３のシャフト
２１に固定してあり、上記シャフト２１の軸線方向延長
部分を形成する。
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般けた半径方向
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のハワジングブロック４３の中央ポア
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に固定しである１、このスリーブ
には、長い管状のスピンドルナンド５６か軸支しである
１、−上記スピンドルナツトのネジ＃１５７は、転動ボ
ール５８を介して、スピンドル６１のネジ山５９と保合
する。図示の実施例では、上記スピンドルは、（ロ）転
ピストン形油圧シリンダ１１の回転羽根１３のシャフト
２１に固定してあり、上記シャフト２１の軸線方向延長
部分を形成する。
駆動ユニットの旋回自在な部材か、図示の回転羽根１３
ではなく、油圧モータのノ１ウジング１１である場合は
、上記ノ・ウジングをスピンドル６１に固定し、羽根は
、サーボ弁３２のノ・ワジング４３に剛に結合する。
ではなく、油圧モータのノ１ウジング１１である場合は
、上記ノ・ウジングをスピンドル６１に固定し、羽根は
、サーボ弁３２のノ・ワジング４３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かり軸受６４゜６６の内レース６
２．６３の間に設けである・第１図）、、従って、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
ルナンドの軸一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。
．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かり軸受６４゜６６の内レース６
２．６３の間に設けである・第１図）、、従って、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
ルナンドの軸一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。
スピンド次ナツトは、直接にまたは適切な伝動機構を介
してステップモータ７１の駆動シャフト６９に形状結合
しであるので、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。
してステップモータ７１の駆動シャフト６９に形状結合
しであるので、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ψＢ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３゛２の
左半部に設けた双方の７−ト弁３Ｂ、３９（第１図）が
開き、一方、弁ハワジンダ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
って、回転ピストン形油圧シリンダ１１の１つの高圧チ
ャンバ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
別の高圧チャンバ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
転しく第３ａ図）、回転羽根１３０回転角度が、ステッ
プモータ７１０トリガによってスピンドルナンド５６が
回転された角１１９’ＲＫ合致すると、スピンドル駆動
機構５７．６７の機械的フィードパンク作用によって、
作動部材５２は、再び第１図に示した中立位置を取る。
へ所定角度ψＢ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３゛２の
左半部に設けた双方の７−ト弁３Ｂ、３９（第１図）が
開き、一方、弁ハワジンダ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
って、回転ピストン形油圧シリンダ１１の１つの高圧チ
ャンバ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
別の高圧チャンバ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
転しく第３ａ図）、回転羽根１３０回転角度が、ステッ
プモータ７１０トリガによってスピンドルナンド５６が
回転された角１１９’ＲＫ合致すると、スピンドル駆動
機構５７．６７の機械的フィードパンク作用によって、
作動部材５２は、再び第１図に示した中立位置を取る。
即ち、ステップモータの制御によってスピンドルナンド
５６の特定の回転角度を定めれば、旋（ロ）躯動装［１
Ｇの特定の旋回角度が目標値として与えられる１、さて
、回転羽根１３が、サーボ弁３２の中立位ｆｋ（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の駆動シャフト２６に作用
する負荷の影響によって、回転羽根１３が時計方向へ爽
に回転されると、作動部材５２は、スピンドル駆動機構
５６．６１によって回転羽根１３に機械的に結合されて
いるので、矢印７４の方向へ運動し、従って、シート弁
４１．４２は、開放位置に適し、サーボ弁３２は、第３
Ｃ図に示した作動位置を取り、回転羽根１３は、矢印１
９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Ｆｉ第３ｂ図に示した中立位置に達すると直ちに
終了する。
５６の特定の回転角度を定めれば、旋（ロ）躯動装［１
Ｇの特定の旋回角度が目標値として与えられる１、さて
、回転羽根１３が、サーボ弁３２の中立位ｆｋ（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の駆動シャフト２６に作用
する負荷の影響によって、回転羽根１３が時計方向へ爽
に回転されると、作動部材５２は、スピンドル駆動機構
５６．６１によって回転羽根１３に機械的に結合されて
いるので、矢印７４の方向へ運動し、従って、シート弁
４１．４２は、開放位置に適し、サーボ弁３２は、第３
Ｃ図に示した作動位置を取り、回転羽根１３は、矢印１
９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Ｆｉ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伺なる種類で
あっ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
ィートノくツクするので、十分に高く、典蓋的な事例で
は５００ｓ”であり、好適な事例では更に高くなる。
の回転位置の偏差の原因をなす妨害量が如伺なる種類で
あっ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
ィートノくツクするので、十分に高く、典蓋的な事例で
は５００ｓ”であり、好適な事例では更に高くなる。
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１１を＾精度で保持で
色ること、回転ピストン形油圧シリンダ１１に岸擦およ
び摩耗かないこと、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
中（本事例では、回転羽根１３と）・ウジング１２との
間の間隙中）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おるよう、他
方では作動油漏れ損失量Ｑｌ−とじて表わした妨害量か
、位置誤差δφが妥当な範囲内にあるよう、調節器ｆｉ
３１によって排除できるよう選択する。
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１１を＾精度で保持で
色ること、回転ピストン形油圧シリンダ１１に岸擦およ
び摩耗かないこと、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
中（本事例では、回転羽根１３と）・ウジング１２との
間の間隙中）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おるよう、他
方では作動油漏れ損失量Ｑｌ−とじて表わした妨害量か
、位置誤差δφが妥当な範囲内にあるよう、調節器ｆｉ
３１によっ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の作動時に高圧チャンバからタ
ンクに接続したチャンノ（ヘオーノ（フローする作動油
の量によっ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。
トン形油圧シリンダ１１の作動時に高圧チャンバからタ
ンクに接続したチャンノ（ヘオーノ（フローする作動油
の量によっ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。
・・・・（１）
式中、ｂｌはそれぞれ回転羽根１３とシリンダノ・シリ
ンダ１２との間および回転羽根のシャフト２１とハウジ
ングの隔壁１４との間の湾曲した間隙７６゜７Ｔの、縦
軸線２４の方向に測定した長さを表わし、ｈｌおよびｈ
ｓは、半径方向に測定した間隙７６゜７７の内法距離を
表わし、ｔｌおよびムは、円周方向に測定した間隙Ｔ６
．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はシャフト２１の半径を我わし、
（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ｌ１１ｊ定した巾を表わし、ｈｓは軸線方向に測
定した上記間１！Ｊｉ７８ 、７９の内法距離を表わし
く双方の間隙について同一と仮定する）、１ｍ ｌｉ軸
線方向に延びる基底エツジ８３．８４の間で測定した。
ンダ１２との間および回転羽根のシャフト２１とハウジ
ングの隔壁１４との間の湾曲した間隙７６゜７Ｔの、縦
軸線２４の方向に測定した長さを表わし、ｈｌおよびｈ
ｓは、半径方向に測定した間隙７６゜７７の内法距離を
表わし、ｔｌおよびムは、円周方向に測定した間隙Ｔ６
．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はシャフト２１の半径を我わし、
（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ｌ１１ｊ定した巾を表わし、ｈｓは軸線方向に測
定した上記間１！Ｊｉ７８ 、７９の内法距離を表わし
く双方の間隙について同一と仮定する）、１ｍ ｌｉ軸
線方向に延びる基底エツジ８３．８４の間で測定した。
ンヤフト周円の弧の長さを表わし、（ｔ１＋１２）Ｉ２
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．ｈｇ、ｈｓが、同一の数値り
を取り、回転方向に測定した間隙７６．７７の長さｌ−
１，Ｉ２が、数値りを喉ると仮定すれば、＋１１式は下
記の如く簡単化される。
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．ｈｇ、ｈｓが、同一の数値り
を取り、回転方向に測定した間隙７６．７７の長さｌ−
１，Ｉ２が、数値りを喉ると仮定すれば、＋１１式は下
記の如く簡単化される。
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ψ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ｌ１Ｍ壁１４の境界面２
７．２８が相互になす扇形角度Ｖは６０ となる。
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ψ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ｌ１Ｍ壁１４の境界面２
７．２８が相互になす扇形角度Ｖ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
は双方の高圧チャンバ１６．１７の容積の和を表わ丁） ａ＝２！−す 〔度・譚 〕 ・・・・（３）マ
２ 従って、作動油漏れ損失量を（１）式または１２）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。
は双方の高圧チャンバ１６．１７の容積の和を表わ丁） ａ＝２！−す 〔度・譚 〕 ・・・・（３）マ
２ 従って、作動油漏れ損失量を（１）式または１２）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＝Ｑｂ−ａ （度・−・Ｃ〕 ・・・・（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の調節周陣数ｆｒによって排除されるので、調節運
転を行なった場合、位置誤差δφは、下式で与えられる
。
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の調節周陣数ｆｒによって排除されるので、調節運
転を行なった場合、位置誤差δφは、下式で与えられる
。
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１式中、Ｇは、（２）式において角カ
ンフで囲んだ幾何学的係数、即ち、作動油漏れ損失量θ
Ｌに対する間隙７６〜１９の長さおよび巾の影響を表現
する係数を我わす）。
ら下式が得られる１式中、Ｇは、（２）式において角カ
ンフで囲んだ幾何学的係数、即ち、作動油漏れ損失量θ
Ｌに対する間隙７６〜１９の長さおよび巾の影響を表現
する係数を我わす）。
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無選
択する。
度δφが与えられた場合、間隙距離は下式にもとづ無選
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、 高圧チャンバ１６．１７の容積の和 ４０．５Ｃ’ｉ
シリンダハ９ジングの内径 ３４４ｃｒｎ羽根
シャフトの径 ３４４ｃＹｎ（２）式
の幾何学的係数Ｇは４７ となる。−節装置３１の調節
周波数ｆｒが５００ ｍ−”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。
場合、 高圧チャンバ１６．１７の容積の和 ４０．５Ｃ’ｉ
シリンダハ９ジングの内径 ３４４ｃｒｎ羽根
シャフトの径 ３４４ｃＹｎ（２）式
の幾何学的係数Ｇは４７ となる。−節装置３１の調節
周波数ｆｒが５００ ｍ−”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 ＝ ０．０１）６ｃｒｎ
このような大金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、容易に作製で酉、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−オーバフローする漏洩作動油によって全体的に潤
滑されるからである。
圧シリンダ１１は、容易に作製で酉、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−オーバフローする漏洩作動油によって全体的に潤
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０．０５ ｆｆｉ以下に、即ち、（力式の最大
許容間隙距離りよりも幾分小さく選択すれば、作動油漏
れ損失量は約２２ｃｒＲ”ｌ−１となる３、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１７′
２に対応する。。
隙距離を０．０５ ｆｆｉ以下に、即ち、（力式の最大
許容間隙距離りよりも幾分小さく選択すれば、作動油漏
れ損失量は約２２ｃｒＲ”ｌ−１となる３、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１７′
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、所定の全問陣中において、回転羽根１
３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ｈｆより大きく選択できる。全問陣中が３国である
場合、間隙距離が約０．０１ｆｆｉであっても、調節装
置３１の調節周波数を５００ｍ−１とすれば、０．５°
の位置精度を達成で自ると云うことが、（７）式から知
られる。
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、所定の全問陣中において、回転羽根１
３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ｈｆより大きく選択できる。全問陣中が３国である
場合、間隙距離が約０．０１ｆｆｉであっても、調節装
置３１の調節周波数を５００ｍ−１とすれば、０．５°
の位置精度を達成で自ると云うことが、（７）式から知
られる。
本発明に係る旋回駆動装置は、大金い耐摩耗性（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。
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。
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だめ
の、上記装置の各徨運転状態を示す略図である６゜ 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１２ジング、
１３・・・・回転羽根、１４・・・ハウジングの隔壁、
１６．１７・・・・高圧チャ／パ、２１・・・・回転羽
根のシャフト、３１・・・・ｖ４節＃Ｃ装、７６〜７９
・・、・間隙。 ％許出Ｍ人 ハルトマン・ラント・レムレ・ゲーエ
ムペーハー、クント、コンパニ、カーケー代理人 山
川 政 樹（ｅ勤・１名）手続補正書（１人） ■、・１シ件の人手 昭和ヲ呂年特 許願第円５−９ｚ号 ２、発Ｂ目の名称 、３．補１１−をする者 事件との関係 特 許出願人４７一
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だめ
の、上記装置の各徨運転状態を示す略図である６゜ 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１２ジング、
１３・・・・回転羽根、１４・・・ハウジングの隔壁、
１６．１７・・・・高圧チャ／パ、２１・・・・回転羽
根のシャフト、３１・・・・ｖ４節＃Ｃ装、７６〜７９
・・、・間隙。 ％許出Ｍ人 ハルトマン・ラント・レムレ・ゲーエ
ムペーハー、クント、コンパニ、カーケー代理人 山
川 政 樹（ｅ勤・１名）手続補正書（１人） ■、・１シ件の人手 昭和ヲ呂年特 許願第円５−９ｚ号 ２、発Ｂ目の名称 、３．補１１−をする者 事件との関係 特 許出願人４７一
Claims (1)
- 【特許請求の範囲】 ｍ羽根およびシリンダハクジングの半径方向の壁によっ
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
側に交互に接続で色る少くとも２つの高圧チャンバを有
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Ｑｌ を調節するため、調節
装置ｔ（’３１／）か設けてあり、羽根（１３）とシリ
ンダハワジング（１２）の壁との関または羽根のシャツ
）（２１）と゛ シリンダハクジング（１２）の半径方
向隔［１１４）との間に残存する間隙（７６〜７９）の
距離りか、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
）を衣わし、ηは作動油の粘度を表わし、ｆｒｉｉ１４
節装置（３１）の調節周波数を嵌わし、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）の高圧チャンバ（１６
，１７）の圧力差を表わし、Ｇは間隙の長さおよび巾を
考慮した幾何学的系数を表わし、ａは最大旋回角と高圧
チャンバ／１６．１７）の全容積との比によって決まる
、調節回路の感度を表わす）にもとづ含、 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）として設けであることを特徴とする特許請求
の範囲第１ＪＪ記載の旋回駆動装置。 （３）スピンドル駆動機構（５６，６１）によって求め
た目標値を設定し且つ実際値をフィードバックする、そ
れ自体は公知の、４／３ｔ−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、例えばステンブモータ（７１）によって
制御される、スピンドルナンド（５６）の回転によって
定め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。 （４）調節装置（３１）の調節周波数が、少くとも５０
０Ｓ−１であり、羽根（１３）およびノ・９ジング（１
２）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、羽根のシャツ） （２１）
の径が、シリンダハワジング（１２）の内法径の１／２
に等しく、羽根（１３）の半径方向長さおよび軸線方向
長さが、それぞれ、約１８〜２０ＩＩＩ１１であり、ハ
ウジング（１２）と羽根（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０．５−であることを特徴
とする特許請求の範囲第３項記載の旋回駆動装置。
Applications Claiming Priority (2)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| DE3204067.9 | 1982-02-06 | ||
| DE19823204067 DE3204067A1 (de) | 1982-02-06 | 1982-02-06 | Hydraulischer schwenkantrieb |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS58191306A true JPS58191306A (ja) | 1983-11-08 |
| JPH0364723B2 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) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPS6247942U (ja) * | 1985-09-13 | 1987-03-24 |
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|---|---|---|---|---|
| DE3535885A1 (de) * | 1985-10-08 | 1986-05-07 | Manfred Dipl.-Ing. 7052 Schwaikheim Egner | Fluidischer gelenkantrieb |
| EP0279837B1 (de) * | 1986-09-04 | 1990-11-14 | Eckehart Schulze | Hydraulisches nachlauf-regelventil |
| DE4015308A1 (de) * | 1990-05-12 | 1991-11-14 | Schenck Ag Carl | Hydraulischer oszillatorantrieb |
| DE4031185C2 (de) * | 1990-10-01 | 1995-11-16 | Mannesmann Ag | Pneumatischer Drehantrieb für die genaue Positionierung eines Kraftabnehmers |
| DE4306222A1 (de) * | 1992-10-09 | 1994-09-01 | Teves Gmbh Alfred | Hydraulikaggregat für schlupfgeregelte Bremsanlagen |
| DE4234013A1 (de) * | 1992-10-09 | 1994-04-14 | Teves Gmbh Alfred | Hydraulikaggregat für schlupfgeregelte Bremsanlagen |
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