WO2017110793A1

WO2017110793A1 - 油圧打撃装置

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Publication number: WO2017110793A1
Application number: PCT/JP2016/087916
Authority: WO
Inventors: 勉金子; 匡弘小泉; 年雄松田
Original assignee: 古河ロックドリル株式会社
Priority date: 2015-12-24
Filing date: 2016-12-20
Publication date: 2017-06-29
Also published as: US11034010B2; EP3395504B1; KR20180067622A; JPWO2017110793A1; CN108367419A; JP6571797B2; JP2019188603A; US20190210205A1; JP6792034B2; EP3395504A1; FI3395504T3; KR102056992B1; EP3395504A4

Abstract

緩衝作用をより強化して機器の損傷を抑制しつつ、打撃エネルギを充分に岩盤に伝達可能な油圧打撃装置を提供する。この油圧打撃装置は、伝達部材（２）の直接後側に配設され、装置本体（１）の推力よりも推力が小さいプッシングピストン（４）と、プッシングピストン（４）の後側に位置して相互に前後摺動するように配設され、装置本体（１）の推力よりも推力が大きいダンピングピストン（５）と、各ピストン（４、５）に推力を与える圧油が供給される圧油プッシング油室（４１）およびダンピング油室（５１）と圧油供給源（Ｐ）との間の高圧回路（６）に設けられ、圧油供給源Ｐ側から各油室（４１、５１）側への圧油の流入を許容する一方、各油室（４１、５１）側から圧油供給源（Ｐ）側への圧油の流出を規制する方向規制手段（８、９）と、摺接箇所からの圧油のリークをタンク（Ｔ）に排出するドレン回路（７）に設けられた可変絞り（１０）とを備える。

Description

油圧打撃装置

　本発明は、ロッドやチゼル等の工具に打撃を与えて岩盤等の破砕を行う、さく岩機やブレーカ等の油圧打撃装置に関する。

　例えば、さく岩機は、図１１に示すように、さく岩機本体１００の前端部にシャンクロッド１０２が挿着されている。シャンクロッド１０２には、さく孔用のビット２１を取付けたロッド２２がスリーブ２３で連結されている。さく岩機が稼働されると、打撃機構１０３の打撃ピストン１３１がシャンクロッド１０２を打撃する。その打撃エネルギは、シャンクロッド１０２からロッド２２を経てビット２１に伝達され、ビット２１が破砕対象である岩盤Ｒに貫入して破砕する。

　打撃エネルギは、その１００％が岩盤Ｒの破砕に消費されるわけではなく、一部が反射エネルギＥｒとして岩盤Ｒから戻ってくる。このときの反射エネルギＥｒは、ビット２１からロッド２２、シャンクロッド１０２を経てさく岩機本体１００に伝達される。そのため、この反射エネルギＥｒによってさく岩機本体１００は一旦後退する。その後、さく岩機本体１００は、送り装置（図示略）の推力により一打撃による破砕長分だけもとの位置よりもさらに前進し、ビット２１が岩盤Ｒに当接したところで打撃機構１０３が次の打撃を行う。この行程を繰り返すことによりさく孔作業が行われる。

　従来のさく岩機本体１００は、図１２に示すように、チャック１１１を介してシャンクロッド１０２に回転を与えるチャックドライバ１１２を備えている。チャックドライバ１１２には、シャンクロッド１０２の大径部後端１０２ｂに当接するチャックドライバブッシュ１１３が装着されている。チャックドライバブッシュ１１３は、さく岩機本体１００に前方への推力が与えられると、この推力をシャンクロッド１０２に伝達するものであり、打撃時のビット２１からの反射エネルギＥｒもシャンクロッド１０２からチャックドライバブッシュ１１３を介してさく岩機本体１００に伝達される。

　ここで、本発明においては、「工具」とビット（２１）は同義であり、「伝達部材」は、ロッド（２２）、スリーブ（２３）、シャンクロッド（１０２）、およびチャックドライバブッシュ（１１３）からなる部材群を総称するものである。なお、本明細書では説明を省略するが、油圧打撃装置がブレーカである場合は、ロッド（またはチゼル）が、「工具」と「伝達部材」の役割を兼ねている。

　この反射エネルギＥｒをチャックドライバブッシュ１１３で直接さく岩機本体１００に伝達すると、その衝撃でさく岩機本体１００が損傷するおそれがある。また、さく岩機本体１００が一旦後退した後に、次の打撃が行われるまでには、速やかに所要距離だけ前進させる必要がある。

　そこで、図１２に示すように、プッシングピストン１０４とダンピングピストン１０５とを有する緩衝機構をチャックドライバブッシュ１１３の後側に設けたものも用いられている。緩衝機構の油圧回路には、圧油供給源として油圧ポンプＰが接続され、プッシングピストン１０４に推力を与えるように油圧ポンプＰからの圧油がプッシング油室１４１に供給され、ダンピングピストン１０５に推力を与えるように油圧ポンプＰからの圧油がダンピング油室１５１供給されている。プッシング油室１４１とダンピング油室１５１とは給油孔１５２を介して連通している。緩衝機構と油圧ポンプＰの間にはアキュムレータ１６４が設けられている。

　ここで、さく岩機本体１００に与えられる推力をＦ１、プッシングピストン１０４に与えられる推力をＦ４、ダンピングピストン１０５に与えられる推力をＦ５とすると、これらは、各部材の受圧面積等を異ならせることにより、下記（式）の関係に設定されている（特許文献１参照）。

　　Ｆ４＜Ｆ１＜Ｆ５　　　　（式）

　同図において、シャンクロッド１０２からチャックドライバブッシュ１１３に伝達される反射エネルギＥｒは、プッシングピストン４とダンピングピストン５の後退により緩衝される。このプッシングピストン１０４とダンピングピストン１０５の後退運動エネルギ（すなわち、反射エネルギＥｒ）は、最終的にアキュムレータ１６４に圧油として蓄圧される。プッシングピストン１０４とダンピングピストン１０５は、油圧ポンプＰから吐出される圧油と、この緩衝作用によってアキュムレータ１６４に蓄圧された圧油とによって推力を得ている。

　岩盤Ｒからの反射エネルギＥｒによって一旦後退したさく岩機本体１００は、次の打撃時までには、所定の打撃位置（ビット２１が岩盤Ｒに接する状態）まで前進する。このとき、「工具」を含めた「伝達部材」の質量は、さく岩機本体１００の質量よりもはるかに小さいので、プッシングピストン１０４とダンピングピストン１０５は、さく岩機本体１００よりも速やかに前進し、ダンピングピストン１０５の前進ストローク端まで到達する。

　ダンピングピストン１０５が前進ストローク端まで到達したタイミングでビット２１が岩盤Ｒに接していなければ、プッシングピストン１０４はダンピングピストン１０５から離れて前進し、伝達部材を介してビット２１を岩盤Ｒへと接触させる。この間、さく岩機本体１００も前進しており、打撃機構１０３によって次の打撃が行われるまでにさく岩機本体１００が所定距離前進すると、プッシングピストン１０４は、岩盤Ｒからさく岩機本体１００の推力Ｆ１の反力を受けることになる。

　ここで、さく岩機本体１００、プッシングピストン１０４、およびダンピングピストン１０５は、それぞれの推力Ｆ１、Ｆ４、Ｆ５の関係がＦ４＜Ｆ１＜Ｆ５である。これにより、反力Ｆ１によってプッシングピストン１０４が後退してダンピングピストン１０５に当接し、ダンピングピストン１０５が前進ストローク端で停止した位置（以下、「通常打撃位置」とする）で、かつ、ビット２１が岩盤Ｒに当接した状態となって打撃機構１０３が次の打撃を行う。この行程を繰り返すことによりさく孔作業が行われる。

　この通常打撃位置は、打撃ピストン１３１が前進してシャンクロッド１０２後端を打撃する際に最も効率良く打撃エネルギを伝達する位置関係となるように設定されている。
　通常であれば上述のさく孔行程が繰り返される。一方、何らかの要因で次の打撃が行われるまでに岩盤Ｒとビット２１との間に隙間が生じる場合は、プッシングピストン１０４は、通常打撃位置から速やかに前進して、伝達部材を介してビット２１を岩盤Ｒに接触させるので、打撃ピストン１３１の打撃エネルギを岩盤Ｒに伝達することができる。

特開平９－１０９０６４号公報

　この緩衝機構においては、反射エネルギは、プッシングピストンとダンピングピストンの運動エネルギに変換された後に、アキュムレータに圧油として蓄圧されることで緩衝作用を発揮しており、続いて、アキュムレータに蓄圧された圧油は放出され、プッシングピストンとダンピングピストンの運動エネルギに変換された後に、再び反射エネルギとしてロッドへと伝達される。この一連のメカニズムは、文字通り緩衝作用であり反射エネルギによってさく岩機本体が損傷することを抑制するという意味では充分に効果が認められるものである。

　ところで、油圧打撃装置において打撃機構の高出力化は、本出願人を含め各社が常に追求している課題である。

　ここで、打撃出力をＵｂｏとし、１打撃当りの打撃エネルギをＥｂとし、単位時間当たりの打撃数をＮｂとすると、打撃出力は打撃エネルギと打撃数の積、即ち、以下の（式）で表わされる。
　　Ｕｂｏ＝Ｅｂ×Ｎｂ・・・（式）

　高出力化のアプローチとして、１打撃あたりの打撃エネルギを大きくする方策、および打撃数を増大する方策、あるいはこの両方の方策を併せて実施す場合がある。しかし、１打撃あたりの打撃エネルギを増大させた場合には、反射エネルギも増大することになるので、上述した従来の緩衝機構では、アキュムレータに圧油として蓄圧された反射エネルギが、結果としてそのまま再びロッド側へと戻され、増大した反射エネルギによってロッドやスリーブ等の伝達部材に損傷が生じるおそれがある。

　また、打撃数を増大させた場合には、隔壁を介して非圧縮性流体である圧油のエネルギを圧縮性流体である封入気体のエネルギに変換して圧力上昇を抑えるというアキュムレータの機能上の問題から、従来の緩衝機構では、アキュムレータの応答速度が、増大する打撃数に追いつくことが困難となる。即ち、次の打撃までにビットの岩盤への接触が間に合わなくなり、緩衝作用が適切に発揮されずに、さく岩機本体に損傷が生じるおそれがある。

　すなわち、上述した従来の緩衝機構では、打撃機構の高出力化に際し、さく岩機本体と伝達部材の両方の損傷を抑制するためには、未だ解決すべき課題がのこされている。

　そこで、本発明は、油圧打撃装置の緩衝機構における上記のような問題点に着目してなされたものであって、緩衝作用をより強化してさく岩機本体と伝達部材の両方の損傷を抑制しつつ、打撃ピストンの打撃エネルギを充分に岩盤に伝達可能な油圧打撃装置を提供することを課題とする。

　上記課題を解決するために、本発明の一態様に係る油圧打撃装置は、工具に破砕対象側への推力を伝達する伝達部材と、該伝達部材の後部を打撃する打撃機構とを備えた油圧打撃装置であって、前記伝達部材の直接後側に配設されて当該油圧打撃装置の装置本体の推力よりも小さな推力を有するプッシングピストンと、前記プッシングピストンの後側に位置するとともに前記プッシングピストンと相互に前後摺動するように配設されて当該油圧打撃装置の装置本体の推力よりも大きな推力を有するダンピングピストンと、前記プッシングピストンに前記小さな推力を与えるように圧油供給源からの圧油が供給されるプッシング油室と、前記ダンピングピストンに前記大きな推力を与えるように圧油供給源からの圧油が供給されるダンピング油室と、前記プッシングピストンと前記ダンピングピストンの摺接箇所からの圧油のリークをタンクへと排出するドレン回路と、前記ダンピング油室および前記プッシング油室と前記圧油供給源との間の高圧回路に設けられて、前記圧油供給源側から前記ダンピング油室および前記プッシング油室側への圧油の流入を許容する一方、前記ダンピング油室および前記プッシング油室側から前記圧油供給源側への圧油の流出を規制する方向規制手段と、前記ドレン回路に設けられた絞りとを備えることを特徴とすることを特徴とする。

　本発明の一態様に係る油圧打撃装置では、打撃機構が伝達部材を介して工具に打撃を与えると、その打撃エネルギで工具が破砕対象に貫入して破砕をする。このときの反射エネルギは、工具から伝達部材を経て油圧打撃装置に伝達されるので、この反射エネルギによって油圧打撃装置は一旦後退し、装置本体への推力により前進した後に、打撃機構が次の打撃を行う。

　ここで、工具から伝達部材に伝達される反射エネルギは、プッシングピストンとダンピングピストンの後退動作により緩衝される（以下、「緩衝機構」ともいう）。このとき、本発明の一態様に係る油圧打撃装置によれば、プッシング油室およびダンピング油室は、方向規制手段により圧油供給源側への圧油の「流出」が規制されている。
　そのため、行き場を失った圧油は、緩衝機構の、摺動するプッシングピストンとダンピングピストンの部材同士の摺接箇所の隙間（クリアランス）から高い圧力勾配（即ち、発熱）を伴いながらリークする。緩衝機構からの圧油のリークは、ドレン回路に設けられた絞りによって流量が調整されており緩衝作用を制御している。

　緩衝行程が終わると前進行程に移るが、本発明の一態様に係る油圧打撃装置の緩衝機構では、ダンピング油室とプッシング油室側とに圧油供給源から供給される圧油の状態が方向規制手段によって維持（許容）されているので、プッシングピストンとダンピングピストンはそれぞれ所定の推力を遅滞無く発揮することができる。

　このように、本発明の一態様に係る油圧打撃装置においては、反射エネルギを、発熱を伴う圧油のリークへと変換することで緩衝作用が発揮される。そして、リークした圧油は、熱エネルギを随伴してタンクへと回収されるので、熱エネルギ分が消費されている。すなわち、本発明の一態様に係る油圧打撃装置の緩衝機構では、メカニズム的には減衰作用が発揮されているといえる。

　したがって、本発明の一態様に係る油圧打撃装置によれば、伝達部材へと戻るエネルギ量を、減衰作用を発揮する緩衝機構によって低減できるので、伝達部材の損傷を減少させることが可能であり、特に、高打撃エネルギ仕様の打撃機構に好適である。
　また、本発明の一態様に係る油圧打撃装置の緩衝機構は、方向規制手段の応答速度が充分早いため、常に適切に緩衝作用を維持できる。そのため、さく岩機本体の損傷を安定して減少させることが可能であり、特に、高打撃数仕様の打撃機構に好適である。

　そして、プッシングピストンとダンピングピストンは、前進行程では、圧油供給源から供給される圧油の状態が維持（許容）されているので、速やかに所定の位置（すなわち通常打撃位置）まで前進し、ビットが岩盤に接した状態で次の打撃が行われる。また、何らかの要因で次の打撃が行われるまでに岩盤とビットとの間に隙間が生じる場合は、プッシングピストンは、通常打撃位置から速やかに前進してビットを岩盤に接触させるので、打撃ピストンの打撃エネルギを岩盤に伝達することができる。

　上述のように、本発明の一態様に係る油圧打撃装置によれば、緩衝作用をより強化してさく岩機本体と伝達部材の両方の損傷を抑制しつつ、打撃ピストンの打撃エネルギを充分に岩盤に伝達することができる。

本発明の一態様に係る油圧打撃装置の一実施形態を示すさく岩機の基本的構成の説明図である。本発明の第１実施形態を示すさく岩機の緩衝機構の縦断面図である。図２の緩衝機構の要部の詳細説明図である。図２の緩衝機構の作動説明図（（ａ）、（ｂ））であって、各図は、ダンピングピストンの変位と圧力の関係を示している。図２の緩衝機構の作動説明図であって、同図は、ダンピングピストンの時間と変位の関係を示している。本発明の第２実施形態を示すさく岩機の緩衝機構の縦断面図である。本発明の第３実施形態を示すさく岩機の緩衝機構の縦断面図である。本発明の第４実施形態を示すさく岩機の緩衝機構の縦断面図である。本発明の第５実施形態を示すさく岩機の緩衝機構の縦断面図である。本発明の第６実施形態を示すさく岩機の緩衝機構の縦断面図である。さく岩機の基本的構成の説明図である。従来のさく岩機の緩衝機構の一例の説明図である。

　以下、本発明の一実施形態について、図面を適宜参照しつつ説明する。なお、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。

［第１実施形態］
　まず、本発明の第１実施形態について説明する。
　本実施形態のさく岩機の基本的な構成は、図１に示すように、さく岩機本体１の前端部にシャンクロッド２が挿着され、その後側にシャンクロッド２に打撃を与える打撃機構３が設けられている。シャンクロッド２には、さく孔用のビット２１を取付けたロッド２２がスリーブ２３で連結されている。

　図２に示すように、さく岩機本体１は、チャック１１を介してシャンクロッド２に回転を与えるチャックドライバ１２を備える。チャックドライバ１２には、シャンクロッド２の大径部後端２ａに当接するチャックドライバブッシュ１３が、チャックドライバ１２内で前後に摺動可能に装着されている。チャックドライバブッシュ１３の後側には、プッシングピストン４とダンピングピストン５とが配設され緩衝機構を構成している。

　ダンピングピストン５は、図３に示すように、長手方向の前後に、前端面５０ｅおよび後端面５０ｆが形成された円筒状のピストンである。ダンピングピストン５は、その円筒状の外周面に、外径大径部５０ａおよび外径小径部５０ｂを有するとともに、その円筒状の内周面に、内径大径部５０ｃおよび内径小径部５０ｄを有する。

　図２に示すように、さく岩機本体１には、中央段部１４と後側段部１５とが設けられている。ダンピングピストン５は、中央段部１４と後側段部１５との間で前後に移動可能に装着されている。そして、ダンピングピストン５は、外径大径部５０ａと中央段部１４側の内径大径部１４ａとが摺接し、外径小径部５０ｂと後方段部１５側の内径小径部１５ａとが摺接している。

　ダンピングピストン５には、その外径側と内径側とを連通する連通孔として、前方から後方へ向けて順に、ドレン孔５３ａ、給油孔５２、およびドレン孔５３ｂが設けられている。給油孔５２の内径側には、円環状のプッシング油室４１が形成され、プッシング油室４１を境界として、前側が上記内径大径部５０ｃ、後側が上記内径小径部５０ｄとなっている。また、ドレン孔５３ａの前側内周面には、シール５４ａ、ドレン孔５３ｂの後側内周面にはシール５４ｂが設けられている。

　プッシングピストン４は、図３に示すように、鍔付き円筒状のピストンであり、その円筒状の外周面に、前方から後方へ向けて順に、外径大径部４０ａ、外径中径部４０ｂ、および外径小径部４０ｃを有する。鍔形状を呈した外径大径部４０ａの前側には、前端面４０ｄが形成され、鍔形状の後側には中央端面４０ｅが形成されている。

　図２に示すように、さく岩機本体１には、前方段部１６が設けられており、プッシングピストン４は、前方段部１６とダンピングピストン５の前端面５０ｅとの間で、鍔形状を呈した外径大径部４０ａが前後に移動可能に装着されている。そして、プッシングピストン４とダンピングピストン５とは、中径部４０ｂと内径大径部５０ｃが相互に摺接し、小径部４０ｃと内径小径部５０ｄとが相互に摺接している。なお、本実施形態におけるプッシングピストン４の内周面には、その前後に小径部と大径部が形成されているが、これは、打撃ピストン３１との干渉を避けるための形状であり、緩衝機能には影響が無い。

　さく岩機本体１の内周面には、図２に示すように、内径大径部１４ａに、ダンピングピストン５のドレン孔５３ａに対向する位置にドレンポート１８ａが設けられている。ドレンポート１８ａの前側にはシール１９ａが設けられている。さらに、さく岩機本体１の内周面には、内径小径部１５ａに、ダンピングピストン５の給油孔５２に対向する位置にプッシングポート１７が設けられている。また、さく岩機本体１の内径小径部１５ａには、ドレン孔５３ｂに対向する位置に、ドレンポート１８ｂが設けられ、ドレンポート１８ｂの後側にはシール１９ｂが設けられている。そして、内径大径部１４ａと内径小径部１５ａの境界には、ダンピング油室５１が形成されている。

　そして、さく岩機本体１には、油圧ポンプＰが高圧回路６を介して接続されるとともに、タンクＴがドレン回路７を介して接続されている。本実施形態では、高圧回路６の一端は、油圧ポンプＰに接続され、他端はプッシング通路６１とダンピング通路６２に分岐しており、プッシング通路６１がプッシングポート１７に接続され、ダンピング通路６２がダンピング油室５１に接続されている。

　ここで、プッシング通路６１には、チェック弁８が介装されている。チェック弁８は、油圧ポンプＰ側からプッシングポート１７側への圧油の流入を許容する一方、プッシングポート１７側から油圧ポンプ側への圧油の流出を規制する方向規制手段として設けられている。
　また、ダンピング通路６２には、チェック弁９が介装されている。チェック弁９は、油圧ポンプＰ側からダンピング油室５１側への圧油の流入を許容する一方、ダンピング油室５１側から油圧ポンプ側への圧油の流出を規制する方向規制手段として設けられている。

　ドレン回路７の一端にはタンクＴが接続されており、ドレン回路７の他端は、ドレン通路７１ａとドレン通路７１ｂとに分岐している。そして、ドレン通路７１ａがドレンポート１８ａに接続され、ドレン通路７１ｂがドレンポート１８ｂに接続されている。ドレン回路７には可変絞り１０が設けられている。

　ここで、図３に示すように、プッシングピストン４の外径は、プッシング油室４１の前方の外径中径部４０ｂの直径をＤ１とし、後方の外径小径部４０ｃの直径をＤ２とし、プッシング油室４１の油圧をＰｄ１とすると、プッシング油室４１によってプッシングピストン４に与えられる推力Ｆ４_０は、下記式（１）となる。
　　Ｆ４_０＝π（Ｄ１^２－Ｄ２^２）Ｐｄ１／４・・・（１）

　一方、ダンピングピストン５の外径は、ダンピング油室５１の前方の外径大径部５０ａの直径をＤ３とし、後方の外径小径部５０ｂの直径をＤ４とすると、ダンピング油室５１の油圧は、プッシング油室４１の油圧Ｐｄ１と等しいので、ダンピング油室５１によってダンピングピストン５に与えられる推力Ｆ５_０は、下記式（２）となる。
　　Ｆ５_０＝π（Ｄ３^２－Ｄ４^２）Ｐｄ１／４・・・（２）
　そして、さく岩機本体１に与えられる推力をＦ１とすると、上記推力Ｆ４０、推力Ｆ５０および推力Ｆ１の関係は、下記式（３）となるように設定されている。
　　Ｆ４_０＜Ｆ１＜Ｆ５_０・・・（３）

　次に、上記さく岩機本体１の動作について説明する。
　さく孔作業の際には、打撃機構３の打撃ピストン３１がシャンクロッド２を打撃すると、その打撃エネルギは、シャンクロッド２からロッド２２を経てビット２１に伝達され、ビット２１が破砕対象である岩盤Ｒに貫入して破砕する。このときの反射エネルギＥｒは、ビット２１からロッド２２、シャンクロッド２、チャックドライバブッシュ１３を経てプッシングピストン４に伝達される。

　プッシングピストン４がダンピングピストン５に接した状態、すなわち、図１に示すような通常打撃位置で反射エネルギＥｒが伝達される場合は、プッシングピストン４とダンピングピストン５は一体となってさく岩機本体１に相対して後退する。このときの摺接箇所は、さく岩機本体１の内径（内径大径部１４ａ、内径小径部１５ａ）とダンピングピストン５の外径（外径大径部５０ａ、外径小径部５０ｂ）である。ダンピングピストン５が後退すると、ダンピング油室５１内の圧油は、チェック弁９によって油圧ポンプＰ側への流出が規制されているので昇圧され、上記摺接箇所のクリアランスから発熱を伴ってリークする。

　そして、摺接箇所のクリアランスからリークした圧油は、熱エネルギを随伴してタンクＴへと回収されるので、反射エネルギＥｒは熱エネルギ分を消費して減衰する。このとき、リークする圧油は、ドレンポート１８ａ，１８ｂ、及びドレン回路７を経てタンクＴへと排出されるところ、ドレン回路７には可変絞り１０が設けられており、この可変絞り１０によって、リークする圧油のリーク量の上限、即ちダンパの消費油量を制御している。

　プッシングピストン４がダンピングピストン５を離れて前進した位置（例えば、前方段部１６に前端面４０ｄが当接する位置）で反射エネルギＥｒが伝達される場合は、プッシングピストン４は、ダンピングピストン５に相対して後退するとともに、ダンピングピストン５は、さく岩機本体１に相対して後退する。
　このときの摺接箇所は、プッシングピストン４の外径（外径中径部４０ｂ、外径小径部４０ｃ）とダンピングピストン５の内径（内径大径部５０ｃ、内径小径部５０ｄ）、および、さく岩機本体１の内径（内径大径部１４ａ、内径小径部１５ａ）とダンピングピストン５の外径（外径大径部５０ａ、外径小径部５０ｂ）である。

　プッシングピストン４が後退すると、プッシング油室４１内の圧油は、チェック弁８によって油圧ポンプＰ側へと流出することが規制されている。また、ダンピングピストン５が後退するとダンピング油室５１内の圧油は、チェック弁９によって油圧ポンプＰ側への流出が規制されている。このため、行き場を失った両油室内の圧油は昇圧され、前述した摺接箇所のクリアランスから、高い圧力勾配（即ち発熱）を伴いながらリークする。

　そして、リークした圧油は、熱エネルギを随伴し、タンクＴへと回収されるので、反射エネルギＥｒは熱エネルギ分を消費して減衰する。このとき、リークする圧油は、ドレン穴５３ａ，５３ｂ、ドレンポート１８ａ，１８ｂ、ドレン通路７１ａ，７１ｂ、及びドレン回路７を経てタンクＴへと排出されるが、ドレン回路７には可変絞り１０が設けられており、可変絞り１０により、リークする圧油のリーク量の上限、即ちダンパの消費油量を制御している。

　ここで、プッシングピストン４およびダンピングピストン５が後退する際、すなわち、緩衝作用が発揮される際に、プッシング油室４１によってプッシングピストン４に与えられる緩衝推力をＦ４_１とし、ダンピング油室５１によってダンピングピストン５に与えられる緩衝推力をＦ５_１とすると、緩衝推力Ｆ４_１と緩衝推力Ｆ５_１は、可変絞り１０の開度を調整することでそれぞれ所望の設定値に制御可能である。

　すなわち、緩衝推力Ｆ４_１、緩衝推力Ｆ５_１、および、前述した式（１）との関係は、下記式（４）と式（５）となり、式（４）と式（５）の間で可変絞り１０の開度を調整する。
（Ａ）可変絞り１０の開度を最大にする場合（＝絞り効果の下限値）
　　Ｆ１＜Ｆ４_１ｍｉｎ＜Ｆ５_１ｍｉｎ・・・（４）
　ここで、Ｆ４_０＜Ｆ４_１ｍｉｎ、Ｆ５_０＜Ｆ５_１ｍｉｎ
（Ｂ）可変絞り１０の開度を全閉にする場合（＝絞り効果の上限値）
　　Ｆ１＜Ｆ４_１ｍａｘ＝Ｆ５_１ｍａｘ・・・（５）
　ここで、Ｆ５_１ｍｉｎ＜Ｆ４_１ｍａｘ＝Ｆ５_１ｍａｘ

　プッシングピストン４がダンピングピストン５よりも前進した位置で反射エネルギＥｒが伝達された場合は、プッシングピストン４の緩衝推力Ｆ４_１は、ダンピングピストン５の緩衝推力Ｆ５_１よりも小さいので、プッシングピストン４が先に後退し、中央端面４０ｅが前端面５０ｅに当接して、最終的にはプッシングピストン４とダンピングピストン５は一体となって後退する。

　ここで、緩衝推力Ｆ４_１は緩衝推力Ｆ４_０よりも大きいので、プッシングピストン４による初期の緩衝作用は充分効果的である。例えば、プッシングピストン４が後退してダンピングピストン５に当接する局面では、プッシングピストン４とダンピングピストン５の両部材が衝突するが、図１２にて説明した従来の緩衝機構に比べ、本実施形態の緩衝機構であれば、衝突速度が低減するので、騒音も低く抑えられるという効果がある。

　そして、プッシングピストン４とダンピングピストン５は、所定距離（例えば、後端面５０ｆが後側段部１５に当接するまで）後退すると、反射エネルギＥｒは充分に減衰されながらさく岩機本体１に伝達され緩衝行程が終了する。
　このように、本実施形態の緩衝機構であれば、プッシングピストン４とダンピングピストン５は、常に安定して減衰作用を伴う緩衝作用を発揮するので、さく岩機本体１および工具ならびに伝達部材の損傷が少なくなる。なお、岩盤Ｒからの反射エネルギＥｒが伝達され、プッシングピストン４とダンピングピストン５が後退しながら減衰作用を伴う緩衝作用を発揮する行程を緩衝行程という。

　岩盤Ｒからの反射エネルギＥｒによって一旦後退したさく岩機本体１は、次の打撃時までにはビット２１が岩盤Ｒに接する状態、すなわち、所定の打撃位置まで前進する。このとき、工具を含めた伝達部材の質量は、さく岩機本体１の質量よりもはるかに小さいので、プッシングピストン４とダンピングピストン５は、さく岩機本体１よりも速やかに前進し、ダンピングピストン５の前進ストローク端、すなわち、前端面５０ｅが中央段部１４と当接する基準位置まで前進して停止する。

　ダンピングピストン５が前進ストローク端まで到達したタイミングでビット２１が岩盤Ｒに接していなければ、プッシングピストン４はダンピングピストン５から離れて前進し、伝達部材を介してビット２１を岩盤Ｒへと接触させる。この間、さく岩機本体１も前進しており、その後、ダンピングピストン５がさく岩機本体１の前端面１４と当接した状態のさく岩機本体１がプッシングピストンに追い付き、打撃機構３によって次の打撃が行われるまでに当接する。

　ここで、さく岩機本体１、プッシングピストン４、およびダンピングピストン５は、それぞれの推力Ｆ１、Ｆ４_０、Ｆ５_０の関係がＦ４_０＜Ｆ１＜Ｆ５_０であることから、反力Ｆ１によってプッシングピストン４が後退してダンピングピストン５に当接し、ダンピングピストン５が前進ストローク端で停止した状態、すなわち、通常打撃位置の状態、かつ、ビット２１が岩盤Ｒに当接し、推力Ｆ１が作用した状態で打撃機構３が次の打撃を行う。

　通常であれば、上述のさく孔行程が繰り返されるが、何らかの要因で次の打撃が行われるまでに岩盤Ｒとビット２１との間に隙間が生じる場合は、プッシングピストン４は、通常打撃位置から速やかに前進して伝達部材を介してビット２１を岩盤Ｒに接触させる。これにより、打撃ピストン３１の打撃エネルギを岩盤Ｒに伝達することができる。なお、緩衝行程の後に、プッシングピストン４とダンピングピストン５が前進し、ビット２１が岩盤Ｒに接触した状態を整える行程を前進行程という。

　この前進行程は、緩衝行程終了後に速やかに行われなければならないが、ダンピング油室５１およびプッシング油室４１は、それぞれチェック弁９およびチェック弁８によって圧油が油圧ポンプＰ側へと流出することが規制される一方で、油圧ポンプＰ側からの圧油が常時供給されているので応答性が非常に優れており、前進行程は速やかに行われる。

　次に、図４と図５を適宜参照して、本実施形態の緩衝行程における減衰作用および作用効果について説明する。図４は、緩衝行程におけるダンピングピストン５のストロークとダンピング油室５１の圧力の様子を模式的に表したものであり、図１２にて説明した従来の緩衝機構を同図（ａ）、本実施形態の緩衝機構を同図（ｂ）として対比している。

　図４において、従来のダンピングピストン１０５のストロークをＳｄ１、本実施形態のダンピングピストン５のストロークをＳｄ２とし、従来のダンピング油室１５１の圧力をＰｄ１、本実施形態のダンピング油室５１の圧力をＰｄ２として示す。

　反射エネルギＥｒとの関係は、下記式（６）で表される。
　　Ｅｒ＝Ｐｄ１×Ｓｄ１＝Ｐｄ２×Ｓｄ２・・・（６）
　ここで、圧力Ｐｄ２は、ダンピングピストン５が後退時の油圧であり、チェック弁９により行き場を失ったダンピング油室５１の圧油が、摺接箇所のクリアランスからリークする際の通路抵抗により昇圧され、Ｐｄ２＞Ｐｄ１となるので、Ｓｄ２＜Ｓｄ１となる。したがって、本実施形態のダンピングピストン５の後退ストロークは、従来のダンピングピストン１０５の後退ストロークよりも短いことがわかる。

　また、本実施形態のダンピング油室５１の圧力は、緩衝行程と前進行程ではＰｄ２＞Ｐｄ１と変化するため、ヒステリシスが発生しこれが減衰エネルギとなる。この減衰エネルギは、前述した通り、緩衝行程において熱エネルギとして消費されるものであり、これをＥｄとすると、減衰エネルギＥｄは、下記式（７）で表される。
　　Ｅｄ＝（Ｐｄ２－Ｐｄ１）×Ｓｄ２・・・（７）
　すなわち、減衰エネルギＥｄは、図４（ｂ）のハッチングの部分に相当する。

　従来の緩衝機構で伝達部材に戻るエネルギをＥｒ'１とし、本発明のそれをＥｒ'２とすると、図４（ａ）および図４（ｂ）より、
　　Ｅｒ'１＝Ｐｄ１×Ｓｄ１（＝Ｅｒ）
　　Ｅｒ'２＝Ｐｄ２×Ｓｄ２
　　Ｓｄ１＞Ｓｄ２
　　∴Ｅｒ'１＞Ｅｒ'２

　即ち、図１２に示した従来の緩衝機構に比べ、本実施形態の緩衝機構は、伝達部材に戻るエネルギを大幅に低減することができる。そのため、伝達部材への負荷軽減に寄与し、特に打撃エネルギが大きいほど効果を発揮する。

　図５は、緩衝行程におけるダンピングピストン５のストロークとダンピング油室５１の緩衝時間の様子を模式的に表したものであり、同図では、図１２に示した従来の緩衝機構（ａ）と、本実施形態の緩衝機構（ｂ）とを対比して示している。なお、図１２に示した従来のダンピングピストン１０５のストロークをＳｄ１、本実施形態のダンピングピストン５のストロークをＳｄ２とし、従来の緩衝時間をｔ１、本実施形態の緩衝時間をｔ２として示している。

　前述した通り、本実施形態のダンピングピストン５の後退ストロークは、従来のダンピングピストン１０５の後退ストロークよりもＳｄ２＜Ｓｄ１と短いため、図５に示すように、緩衝時間についてもｔ２＜ｔ１と短縮されていることが見て取れる。ダンピングピストン５の後退ストロークが短いということは、続いて行う前進行程へと速やかに移行することが可能である。よって、本実施形態の緩衝機構は、緩衝行程と前進行程のどちらも短時間のうちに完了させることができ、特に、単位時間当たりの打撃数が多いほど効果を発揮する。
　なお、本発明に係る油圧打撃装置は、上記第１実施形態に限定されるものではない。以下、他の実施形態について更に説明する。

［第２実施形態］
　図６は、本発明の第２実施形態を示しており、第２実施形態は、高圧回路６に第二の絞り６３を追加した以外は、上述した第１実施形態と同じ構成である。第二の絞り６３の流量調整量（絞り量）は、可変絞り１０の流量調整量よりも少なく設定してある。

　ここで、高圧通路６１、６２には、上述した第１実施形態同様、方向規制手段としてチェック弁８、９が設けられているところ、これらチェック弁８、９も油圧機器であるからにはごく僅かな内部リークがあるので、圧油の流出を完全に防止することは困難である。

　このように、高圧回路６で圧油の流出が生じる場合は、流出した圧油の脈動により、図示しないコントロールバルブや油圧配管等の油圧機器に悪影響を及ぼすおそれがある。そこで、この第２実施形態によれば、方向規制手段であるチェック弁８、９と油圧ポンプＰとの間の高圧回路６に第二の絞り６３を設けたので、いわば二重の方向規制手段を備えることになり、高圧回路６での圧油の流出問題を解消することができる。

［第３実施形態］
　図７は、本発明の第３実施形態を示しており、第３実施形態は、高圧回路６に設けたチェック弁８、９と第二の絞り６３との間の高圧回路６に、アキュムレータ６４を追加した以外は、上記第２実施形態と同じ構成である。
　上述したように、高圧回路６内の流出対策として、第二の絞り６３を高圧回路６に設けることは有効である。しかし、第二の絞り６３を高圧回路６に設ける場合は、油圧ポンプＰ側からプッシング油室４１およびダンピング油室５１側への圧油の供給に対しても抵抗となることは避けられない。

　これに対し、チェック弁８、９と第二の絞り６３との間の高圧回路６に、アキュムレータ６４を追加すれば、緩衝行程から前進行程に転じた瞬間に、圧油の流出によってプッシング油室４１およびダンピング油室５１内で圧油の供給量が不足した場合であっても、流出した圧油がアキュムレータ６４に蓄圧されるので、これを吐出して供給することで不足した圧油を補うことができる。ここで、圧油の流出は、第二の絞り６３を超えて油圧ポンプＰ側へ流出することが規制され、その殆どがアキュムレータ６４に蓄圧されるので、アキュムレータの利用効率は優れている。

　また、チェック弁８、９と第二の絞り６３との間の高圧回路６には、打撃に伴う圧油の脈動が発生する場合があるが、アキュムレータ６４により脈動を速やかに収束させることができる。特に、高打撃数仕様の打撃機構においては、脈動が減衰する前に次の脈動が発生して脈動の振幅が倍増し機器を破損するおそれがあるが、アキュムレータ６４を配置することで脈動問題を解消することができる。

［第４実施形態］
　図８は本発明の第４実施形態を示しており、第４実施形態は、高圧通路６２の方向規制手段として、チェック弁９の代わりに絞り９１を設けたこと以外は、上記第３実施形態と同じ構成である。

　例えば、さく岩機の仕様諸元によっては、発生する反射波の波長が短くなり、反射波が緩衝機構に作用する時間も短くなる場合がある。このような場合、緩衝機構は、短時間で充分な緩衝作用を発揮させなければならず、そのためには、方向規制手段の応答速度を高める必要がある。

　ここで、方向制御手段としては、チェック弁に加えて絞りを採用可能であるところ、緩衝作用の応答速度の面では絞りの方が優れている。一方、緩衝から前進に転じた後の前進速度の面では絞りよりもチェック弁の方が優れている。したがって、この第４実施形態では、ダンピング通路６２の方向制御手段として絞り９１を採用し、プッシング通路６１の方向制御手段としてチェック弁８を採用している。なお、第４実施形態での各絞りの調整量は、方向制御手段としての当該絞り９１＜ドレン回路７の可変絞り１０＜第二の絞り６３の関係である。

［第５実施形態］
　図９は本発明の第５実施形態を示しており、第５実施形態は、高圧通路６を分岐通路６５ａ、６５ｂに分岐し、分岐通路６５ａをダンピング油室５１に、分岐通路６５ｂをプッシングポート１７にそれぞれ接続している。そして、二つの分岐通路６５ａ、６５ｂの分岐点よりもポンプＰ側に、方向規制手段として一つのチェック弁８１を設けたこと以外は、上記第３実施形態と同じ構成である。このように構成することで、方向規制手段を一つ削減することができ、構成が簡素となりコストが下がる。

［第６実施形態］
　図１０は本発明の第６実施形態を示しており、第６実施形態は、ダンピング油室５１とプッシングポート１７を統合して一つの緩衝油室５５とし、高圧回路６を分岐せずに接続したこと以外は、上記第５実施形態と同じ構成である。このように構成することで、ポートを一つ削減することができ、構成がより簡素となりコストが下がる。

　なお、上述した第５実施形態および第６実施形態は、他の実施形態のようにプッシングピストン４とダンピングピストン５のそれぞれに対して個別に設けられた油圧系統を一つに統合することで、構成を簡素化しコスト低減を図るというものである。但し、油圧系統を共有することで、プッシングピストン４とダンピングピストン５のそれぞれの作動に起因する圧油の脈動の影響も共有することになる。また、油圧系統を共有する場合、第４実施形態のように、プッシングピストン４とダンピングピストン５のそれぞれの特性に対応して方向規制手段の仕様を決定するということもできない。

　以上、本発明の各実施形態について図面を参照して説明したが、本発明に係る液圧式打撃装置は、上記各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し、上記実施形態相互の構成を適宜に組み合わせることもできる。

１　　さく岩機本体
２　　シャンクロッド
２ａ　　大径部後端
３　　打撃機構
４　　プッシングピストン
５　　ダンピングピストン
６　　高圧回路
７　　ドレン回路
８　　チェック弁（方向規制手段）
９　　チェック弁（方向規制手段）
１０　　可変絞り
１１　　チャック
１２　　チャックドライバ
１３　　チャックドライバブッシュ
１４　　中央段部
１４ａ　　内径大径部
１５　　後方段部
１５ａ　　内径小径部
１６　　前方段部
１７　　プッシングポート
１８ａ、１８ｂ　　ドレンポート
１９ａ、１９ｂ　　シール
２１　　ビット
２２　　ロッド
２３　　スリーブ
３１　　打撃ピストン
４０ａ　　外径大径部
４０ｂ　　外径中径部
４０ｃ　　外径小径部
４０ｄ、４０ｅ　　　前端面、中央端面
４１　　プッシング油室
５０ａ、５０ｂ　　外径大径部、外径小径部
５０ｃ、５０ｄ　　内径大径部、内径小径部
５０ｅ、５０ｆ　　前端面、後端面
５１　　ダンピング油室（ダンピングポート）
５２　　給油孔
５３ａ、５３ｂ　　ドレン孔
５４ａ、５４ｂ　　シール
５５　　緩衝油室
６１　　プッシング通路
６２　　ダンピング通路
６３　　絞り
６４　　アキュムレータ
６５ａ、６５ｂ　　分岐通路
７１ａ、７１ｂ　　ドレン通路
８１　　チェック弁（方向規制手段）
９１　　絞り（方向規制手段）
Ｅｒ　　反射エネルギ
Ｐ　　油圧ポンプ
Ｒ　　岩盤
Ｔ　　タンク

Claims

　工具に破砕対象側への推力を伝達する伝達部材と、該伝達部材の後部を打撃する打撃機構とを備えた油圧打撃装置であって、
　前記伝達部材の直接後側に配設されて当該油圧打撃装置の装置本体の推力よりも小さな推力を有するプッシングピストンと、
　前記プッシングピストンの後側に位置するとともに前記プッシングピストンと相互に前後摺動するように配設されて当該油圧打撃装置の装置本体の推力よりも大きな推力を有するダンピングピストンと、
　前記プッシングピストンに前記小さな推力を与えるように圧油供給源からの圧油が供給されるプッシング油室と、
　前記ダンピングピストンに前記大きな推力を与えるように圧油供給源からの圧油が供給されるダンピング油室と、
　前記プッシングピストンと前記ダンピングピストンの摺接箇所からの圧油のリークをタンクへと排出するドレン回路と、
　前記ダンピング油室および前記プッシング油室と前記圧油供給源との間の高圧回路に設けられて、前記圧油供給源側から前記ダンピング油室および前記プッシング油室側への圧油の流入を許容する一方、前記ダンピング油室および前記プッシング油室側から前記圧油供給源側への圧油の流出を規制する方向規制手段と、
　前記ドレン回路に設けられた絞りとを備えることを特徴とする油圧打撃装置。
　前記方向規制手段と前記圧油供給源との間の高圧回路に設けられた第二の絞りを有し、
　前記第二の絞りは、前記ドレン回路に設けられた絞りよりも流量調整量が少なく設定されている請求項１に記載の油圧打撃装置。
　前記方向規制手段と前記第二の絞りとの間の高圧回路に設けられたアキュムレータを有する請求項２に記載の油圧打撃装置。
　前記方向規制手段は、前記ダンピング油室と前記圧油供給源との間の高圧回路および前記プッシング油室と前記圧油供給源との間の高圧回路にそれぞれ設けられており、
　前記プッシング油室側がチェック弁であり、前記ダンピング油室側が絞りまたはチェック弁である請求項１から３のいずれか一項に記載の油圧打撃装置。