WO2018003753A1 - シリンダ駆動装置 - Google Patents

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WO2018003753A1
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valve
port
main passage
cylinder
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田中　大介
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Ｋｙｂ株式会社
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    • F15B7/005—With rotary or crank input
    • F15B7/006—Rotary pump input

Definitions

  • the present invention relates to a cylinder driving device.
  • JP 2006-250311A includes a hydraulic pump driven by an electric motor, a hydraulic cylinder operated by hydraulic oil from the hydraulic pump, and an operation check valve for controlling the flow of hydraulic oil between the hydraulic pump and the hydraulic cylinder.
  • a hydraulic drive unit is disclosed.
  • a hunting phenomenon may occur in which the hydraulic cylinder repeatedly starts and stops despite the operation of the pump.
  • the hunting phenomenon occurs when an external force due to a load acts on the hydraulic cylinder, and the hydraulic cylinder functions like a pump and sucks hydraulic oil in the passage.
  • a slow return valve is provided in a pipe line between the hydraulic cylinder and the operation check valve in order to prevent a hunting phenomenon.
  • the slow return valve restricts the flow of the hydraulic oil discharged from the hydraulic cylinder to the pipeline, so that the hydraulic cylinder does not suck in the hydraulic oil in the passage, thereby preventing a hunting phenomenon.
  • An object of the present invention is to reduce power consumption of an electric motor and prevent a hunting phenomenon.
  • a cylinder driving device includes an electric motor, a pump that is driven by the electric motor and discharges the working fluid, and each of the pumps is connected to the pump, and the working fluid from the pump is selectively guided.
  • the first passage and the second passage, and the other of the first passage and the second passage is connected to the first passage and the second passage and is operated by the working fluid supplied from one of the first passage and the second passage.
  • a control valve that is allowed in response to an increase in the pressure of the fluid, and is provided between the fluid pressure cylinder and the control valve in the second passage.
  • FIG. 1 is a schematic view of a rotating device including a cylinder driving device according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 shows a state where the hydraulic cylinder shown in FIG. 1 is extended.
  • FIG. 3 shows a state where the hydraulic cylinder shown in FIG. 2 is further extended.
  • FIG. 4 is a circuit diagram of the cylinder driving device according to the embodiment of the present invention.
  • FIG. 5 is a schematic cross-sectional view of the throttle valve shown in FIG.
  • FIG. 6 is a circuit diagram of the cylinder driving device according to the embodiment of the present invention, and shows a state in which an external force due to a load acts on the fluid pressure cylinder in the contracting direction and the pump is operated to extend the fluid pressure cylinder.
  • FIG. 7 is a schematic diagram of the throttle valve shown in FIG.
  • FIG. 8 is a circuit diagram of the cylinder driving device according to the embodiment of the present invention, and shows a state in which an external force due to a load acts on the fluid pressure cylinder in the extending direction and the pump is operated to extend the fluid pressure cylinder.
  • FIG. 9 is a schematic diagram of the throttle valve shown in FIG.
  • FIG. 10 is a circuit diagram of a cylinder driving device according to a modification of the embodiment of the present invention.
  • FIG. 11 is a circuit diagram of a cylinder driving device according to a comparative example.
  • FIG. 1 is a schematic diagram of a rotation device 1000 including a cylinder driving device 100.
  • the cylinder driving device 100 includes a hydraulic cylinder 10 that expands and contracts by the pressure of hydraulic oil.
  • the rotating device 1000 rotates the object W by extending and contracting the hydraulic cylinder 10.
  • the rotation device 1000 includes a base member 1 and an arm member 2 connected to the base member 1.
  • the arm member 2 is formed in a rod shape.
  • the object W is attached to the end 2 a of the arm member 2.
  • the end 2b of the arm member 2 is formed with a hole 2c.
  • the hole 2 c penetrates the end 2 b in a direction orthogonal to the longitudinal direction of the arm member 2.
  • a pin 1b formed in the base member 1 is inserted into the hole 2c.
  • the pin 1b of the base member 1 protrudes from the main body 1a of the base member 1 in the horizontal direction.
  • the outer diameter of the pin 1b is equal to or smaller than the inner diameter of the hole 2c of the arm member 2, and the end 2b of the arm member 2 is rotatably supported by the pin 1b.
  • the arm member 2 is connected to the base member 1 so as to be rotatable around the pin 1b (around the horizontal axis).
  • the hydraulic cylinder 10 includes a cylinder 11 and a piston rod 13 extending from the cylinder 11.
  • the piston rod 13 can move forward and backward with respect to the cylinder 11.
  • the hydraulic cylinder 10 extends.
  • the hydraulic cylinder 10 contracts.
  • the cylinder 11 is provided with a connecting portion 10 a that connects the hydraulic cylinder 10 and the base member 1.
  • a hole 10c that penetrates in the direction orthogonal to the extending direction of the hydraulic cylinder 10 is formed in the connecting portion 10a.
  • a pin 1c formed on the base member 1 is inserted into the hole 10c.
  • the pin 1c of the base member 1 protrudes from the main body 1a of the base member 1 in the same direction as the protruding direction of the pin 1b.
  • the outer diameter of the pin 1c is equal to or smaller than the inner diameter of the hole 10c of the hydraulic cylinder 10, and the connecting portion 10a of the hydraulic cylinder 10 is rotatably supported by the pin 1c.
  • the hydraulic cylinder 10 is connected to the base member 1 so as to be rotatable around the pin 1c (around the horizontal axis).
  • the piston rod 13 is provided with a connecting portion 10b that connects the hydraulic cylinder 10 and the arm member 2.
  • a hole 10d that penetrates in the same direction as the penetration direction of the hole 10c of the hydraulic cylinder 10 is formed in the connecting portion 10b.
  • a pin 2d formed on the arm member 2 is inserted into the hole 10d.
  • the pin 2d of the arm member 2 is provided in an intermediate portion 2e formed between the end portions 2a and 2b.
  • the protruding direction of the pin 2d coincides with the protruding direction of the pin 1b and the pin 1c of the base member 1.
  • the outer diameter of the pin 2d is equal to or smaller than the inner diameter of the hole 10d of the hydraulic cylinder 10, and the connecting portion 10b of the hydraulic cylinder 10 is rotatably supported by the pin 2d.
  • the hydraulic cylinder 10 is connected to the arm member 2 so as to be rotatable around the pin 2d (around the horizontal axis).
  • FIG. 1 shows a state in which the hydraulic cylinder 10 is most contracted. In this state, the center of gravity of the object W and the arm member 2 is located vertically above the pin 1b and closer to the pin 1c than the virtual line L. Gravity acting on the object W and the arm member 2 acts as a load on the piston rod 13 in the direction in which the hydraulic cylinder 10 is contracted.
  • FIG. 2 shows a state where the hydraulic cylinder 10 is extended from the state shown in FIG.
  • the arm member 2 rotates around the pin 1b with respect to the base member 1.
  • the object W rotates with respect to the base member 1 as the arm member 2 rotates.
  • the rotation device 1000 rotates the object W by the expansion and contraction of the hydraulic cylinder 10.
  • FIG. 3 shows a state where the hydraulic cylinder 10 is further extended from the state shown in FIG.
  • the center of gravity of the object W and the arm member 2 is located vertically above the pin 1b and on the opposite side of the phantom line L from the pin 1c.
  • Gravity acting on the object W and the arm member 2 acts as a load on the piston rod 13 in the direction in which the hydraulic cylinder 10 is extended.
  • the hydraulic cylinder 10 further includes a piston 12 slidably accommodated in the cylinder 11.
  • the piston rod 13 is connected to the piston 12.
  • the inside of the cylinder 11 is partitioned by the piston 12 into an anti-rod side chamber 11a and a rod side chamber 11b.
  • the anti-rod side chamber 11a and the rod side chamber 11b are filled with hydraulic oil.
  • the piston 12 moves with respect to the cylinder 11 by the hydraulic oil selectively supplied to the anti-rod side chamber 11a and the rod side chamber 11b.
  • the piston rod 13 advances and retreats with respect to the cylinder 11, and the hydraulic cylinder 10 expands and contracts.
  • the cylinder driving device 100 includes a pump 20 that supplies hydraulic oil to the hydraulic cylinder 10 and an electric motor 30 that drives the pump 20.
  • the electric motor 30 is electrically connected to a power source (not shown) and is operated by electric power supplied from the power source.
  • the pump 20 is connected to the output shaft 31 of the electric motor 30 and is driven by the rotational driving force of the electric motor 30.
  • a first port 21a and a second port 21b are formed in the pump 20, and hydraulic oil is selectively discharged from the first port 21a and the second port 21b.
  • the pump 20 When the output shaft 31 of the electric motor 30 rotates in the forward direction R1, the pump 20 sucks hydraulic oil from the second port 21b and discharges hydraulic oil from the first port 21a. When the output shaft 31 of the electric motor 30 rotates in the reverse direction R2, the pump 20 sucks hydraulic oil from the first port 21a and discharges hydraulic oil from the second port 21b.
  • the discharge direction of the pump 20 is switched according to the rotation direction of the electric motor 30.
  • a gear pump can be used as the pump 20.
  • the main passage 80 a is connected to the first port 21 a of the pump 20, and the main passage 80 b is connected to the second port 21 b of the pump 20.
  • the hydraulic oil from the pump 20 is selectively guided to the main passage 80a and the main passage 80b.
  • the main passage 80 a is connected to the anti-rod side chamber 11 a of the hydraulic cylinder 10, and the main passage 80 b is connected to the rod side chamber 11 b of the hydraulic cylinder 10.
  • the main passage 80a is provided with an operation check valve (control valve) 60a for controlling the flow of hydraulic oil
  • the main passage 80b is provided with an operation check valve (control valve) 60b for controlling the flow of hydraulic oil.
  • a throttle valve 70a is provided between the operation check valve 60a and the non-rod side chamber 11a in the main passage 80a.
  • a throttle valve 70b is provided between the operation check valve 60b and the rod side chamber 11b in the main passage 80b.
  • a portion between the first port 21a of the pump 20 and the operation check valve 60a in the main passage 80a is referred to as a “passage portion 81a”.
  • the portion of the main passage 80b between the second port 21b of the pump 20 and the operation check valve 60b is referred to as a “passage portion 81b”.
  • a portion of the main passage 80a between the operation check valve 60a and the throttle valve 70a is referred to as a “passage portion 82a”
  • a portion of the main passage 80b between the operation check valve 60b and the throttle valve 70b is referred to as a “passage portion 82b”. Called.
  • a portion of the main passage 80a between the throttle valve 70a and the non-rod side chamber 11a is referred to as a “passage portion 83a”, and a portion of the main passage 80b between the throttle valve 70b and the rod side chamber 11b is referred to as a “passage portion 83b”. .
  • the operation check valve 60a allows the flow of the hydraulic oil discharged from the first port 21a of the pump 20 toward the non-rod side chamber 11a of the hydraulic cylinder 10 through the main passage 80a. Moreover, the operation check valve 60a has a back pressure chamber (not shown). When the pressure in the back pressure chamber reaches the valve opening pressure, the operation check valve 60a is opened to allow the flow of hydraulic oil in the main passage 80a.
  • the back pressure chamber of the operation check valve 60a is connected to the passage portion 81b of the main passage 80b through the pilot passage 86b.
  • the pressure in the passage portion 81b increases, the pressure in the back pressure chamber of the operation check valve 60a increases, and the operation check valve 60a opens.
  • the operation check valve 60a allows the flow of hydraulic oil from the non-rod side chamber 11a of the hydraulic cylinder 10 toward the first port 21a of the pump 20 through the main passage 80a in response to an increase in the pressure in the passage portion 81b.
  • the operation check valve 60b allows the flow of hydraulic oil discharged from the second port 21b of the pump 20 toward the rod side chamber 11b of the hydraulic cylinder 10 through the main passage 80b.
  • the back pressure chamber (not shown) of the operation check valve 60b is connected to the passage portion 81a of the main passage 80a through the pilot passage 86a.
  • the operation check valve 60a allows the flow of hydraulic oil from the rod side chamber 11b of the hydraulic cylinder 10 toward the second port 21b of the pump 20 through the main passage 80b in response to an increase in the pressure in the passage portion 81a.
  • the hydraulic oil from the first port 21a pushes the operation check valve 60a open.
  • the pressure in the passage portion 81a of the main passage 80a increases, and the operation check valve 60b opens.
  • the hydraulic oil from the first port 21a is supplied to the anti-rod side chamber 11a of the hydraulic cylinder 10 through the main passage 80a, and the hydraulic oil in the rod side chamber 11b is discharged to the main passage 80b and led to the second port 21b of the pump 20. It is burned.
  • the hydraulic cylinder 10 extends due to the supply of the hydraulic oil to the non-rod side chamber 11a and the discharge of the hydraulic oil in the rod side chamber 11b.
  • the hydraulic oil from the second port 21b pushes open the operation check valve 60b.
  • the pressure in the passage portion 81b of the main passage 80b increases, and the operation check valve 60a is opened.
  • the hydraulic oil from the second port 21b is supplied to the rod side chamber 11b of the hydraulic cylinder 10 through the main passage 80b, and the hydraulic oil in the non-rod side chamber 11a is discharged to the main passage 80a and led to the first port 21a of the pump 20. It is burned.
  • the hydraulic cylinder 10 contracts by supplying hydraulic oil to the rod side chamber 11b and discharging hydraulic oil in the non-rod side chamber 11a.
  • the pressure in the passage portion 81a of the main passage 80a and the pressure in the passage portion 81b of the main passage 80b do not increase.
  • the operation check valve 60a and the operation check valve 60b are closed to cut off the flow of hydraulic oil in the main passage 80a and the main passage 80b.
  • the hydraulic oil in the anti-rod side chamber 11a and the rod side chamber 11b of the hydraulic cylinder 10 is not discharged to the main passage 80a and the main passage 80b, and the hydraulic cylinder 10 does not operate. That is, when the pump 20 is stopped, the hydraulic cylinder 10 is maintained stationary by the operate check valve 60a and the operation check valve 60b.
  • the piston rod 13 passes through the rod side chamber 11b, but does not pass through the anti-rod side chamber 11a.
  • the flow rate of the hydraulic oil that goes back and forth between the rod side chamber 11b and the main passage 80b is the hydraulic oil that goes back and forth between the anti-rod side chamber 11a and the main passage 80a. Less than the flow rate of.
  • the volume change caused by the piston rod 13 moving back and forth with respect to the cylinder 11 is compensated by the tank 40 connected to the pump 20. The compensation for the volume change will be specifically described.
  • the cylinder drive device 100 includes a control valve 50 that controls the flow of hydraulic oil between the pump 20 and the tank 40.
  • the tank 40 stores hydraulic oil in the closed space.
  • the control valve 50 is a 3 port 3 position switching valve.
  • the first port of the control valve 50 is connected to a branch passage 91a that branches from the passage portion 81a of the main passage 80a.
  • the second port of the control valve 50 is connected to a branch passage 91b that branches from the passage portion 81b of the main passage 80b.
  • a third port of the control valve 50 is connected to a tank passage 91 c connected to the tank 40.
  • the control valve 50 When the control valve 50 is in the first position 50a, the communication between the tank passage 91c and the branch passage 91a is cut off, and the tank passage 91c and the branch passage 91b are communicated. When the control valve 50 is in the second position 50b, the tank passage 91c communicates with the branch passage 91a, and the communication between the tank passage 91c and the branch passage 91b is blocked. When the control valve 50 is in the third position 50c, the control valve 50 blocks communication between the tank passage 91c and the branch passage 91a and blocks communication between the tank passage 91c and the branch passage 91b.
  • the position of the control valve 50 is switched by the pressure in the branch passage 91a and the branch passage 91b.
  • the control valve 50 is in the third position 50c, and the communication between the tank passage 91c and the branch passage 91a is cut off. In addition, the communication between the tank passage 91c and the branch passage 91b is blocked.
  • the hydraulic cylinder 10 When the pump 20 discharges hydraulic oil from the first port 21a, the hydraulic cylinder 10 extends as described above. At this time, the pressure in the branch passage 91a increases, and the control valve 50 is switched to the first position 50a.
  • the tank passage 91c and the branch passage 91b communicate with each other, and the hydraulic oil can travel between the tank 40 and the passage portion 81b of the main passage 80b. Since the communication between the tank passage 91c and the branch passage 91a is blocked, the hydraulic oil from the first port 21a is supplied to the anti-rod side chamber 11a of the hydraulic cylinder 10 without flowing into the tank 40.
  • the flow rate of the hydraulic oil discharged from the rod side chamber 11b to the main passage 80b retreats from the rod side chamber 11b as compared with the flow rate of the hydraulic oil supplied from the main passage 80a to the non-rod side chamber 11a.
  • the volume of the piston rod 13 is small.
  • the hydraulic oil corresponding to the volume of the piston rod 13 that retreats from the rod side chamber 11b is supplied from the tank 40 to the passage portion 81b of the main passage 80b through the tank passage 91c and the branch passage 91b. Therefore, the pump 20 can suck in the hydraulic oil having the same flow rate as that of the hydraulic oil discharged from the first port 21a from the second port 21b.
  • the hydraulic cylinder 10 contracts as described above. At this time, the pressure in the branch passage 91b increases, and the control valve 50 is switched to the second position 50b.
  • the tank passage 91c and the branch passage 91a communicate with each other, and the hydraulic oil can travel between the tank 40 and the passage portion 81a of the main passage 80a. Since the communication between the tank passage 91c and the branch passage 91b is blocked, the hydraulic oil from the second port 21b is supplied to the rod side chamber 11b of the hydraulic cylinder 10 without flowing into the tank 40.
  • the flow rate of the hydraulic oil discharged from the non-rod side chamber 11a to the main passage 80a enters the rod side chamber 11b as compared to the flow rate of the hydraulic oil supplied from the main passage 80b to the rod side chamber 11b.
  • the volume of the piston rod 13 is large.
  • the hydraulic oil corresponding to the volume of the piston rod 13 entering the rod side chamber 11b is discharged from the passage portion 81a of the main passage 80a to the tank 40 through the branch passage 91a and the tank passage 91c. Therefore, the pump 20 can suck in the hydraulic oil having the same flow rate as that of the hydraulic oil discharged from the second port 21b from the first port 21a.
  • the cylinder driving device 100 further includes a relief valve 96a, a relief valve 96b, a relief valve 97a, and a relief valve 97b.
  • the relief valve 96a is provided in a relief passage 92a branched from the passage portion 81a of the main passage 80a and connected to the tank 40.
  • the relief valve 96a opens when the pressure in the passage portion 81a reaches the valve opening pressure of the relief valve 96a, and discharges the hydraulic oil in the passage portion 81a to the tank 40 through the relief passage 92a.
  • the pressure in the passage portion 81a is limited to be equal to or lower than the valve opening pressure of the relief valve 96a.
  • the relief valve 96b is provided in a relief passage 92b branched from the passage portion 81b of the main passage 80b and connected to the tank 40, and restricts the pressure in the passage portion 81b to be equal to or lower than the valve opening pressure of the relief valve 96b.
  • the relief valve 97a is provided in a relief passage 93a branched from the passage portion 82a of the main passage 80a and connected to the tank 40, and restricts the pressure in the passage portion 82a to be equal to or lower than the valve opening pressure of the relief valve 97a.
  • the relief valve 97b is provided in a relief passage 93b branched from the passage portion 82b of the main passage 80b and connected to the tank 40, and restricts the pressure in the passage portion 82b to be equal to or lower than the valve opening pressure of the relief valve 97b.
  • the cylinder driving device 100 includes a switching valve 98 that enables manual operation of the hydraulic cylinder 10.
  • the switching valve 98 is a 3-port 2-position switching valve.
  • the first port of the switching valve 98 is connected to a branch passage 94a that branches from the passage portion 82a of the main passage 80a.
  • the second port of the switching valve 98 is connected to a branch passage 94b that branches from the passage portion 82b of the main passage 80b.
  • a third port of the switching valve 98 is connected to a tank passage 94 c connected to the tank 40.
  • the switching valve 98 When the switching valve 98 is in the first position 98a, the communication between the tank passage 94c and the branch passage 94a is cut off, the communication between the tank passage 94c and the branch passage 94b is cut off, and the branch passage 94a and the branch passage 94b are disconnected. Block communication.
  • the switching valve 98 When the switching valve 98 is in the second position 98b, the tank passage 94c communicates with the branch passage 94a, the tank passage 94c communicates with the branch passage 94b, and the branch passage 94a communicates with the branch passage 94b.
  • the position of the switching valve 98 is switched by manually operating the switching valve 98.
  • the switching valve 98 When the switching valve 98 is switched to the second position 98b, the anti-rod side chamber 11a and the rod side chamber 11b of the hydraulic cylinder 10 are connected to the tank 40 by bypassing the operation check valves 60a and 60b and the control valve 50. .
  • the hydraulic cylinder 10 can be expanded and contracted by manual operation.
  • the throttle valve 70b throttles the flow of hydraulic oil in the main passage 80b.
  • the flow of hydraulic oil in the throttle valve 70b is throttled according to the opening area of the throttle valve 70b. Therefore, the flow rate of the hydraulic oil discharged from the rod side chamber 11b to the main passage 80b is limited, and the hunting phenomenon during the extension operation of the hydraulic cylinder 10 can be prevented.
  • the hunting phenomenon is a phenomenon in which the hydraulic cylinder 10 repeats operation and stop even though the pump 20 is operating.
  • the hunting phenomenon will be described in detail with reference to FIG.
  • FIG. 11 is a circuit diagram of a cylinder driving device 300 according to a comparative example.
  • the same components as those of the cylinder driving device 100 are denoted by the same reference numerals, and the description thereof is omitted.
  • the cylinder driving device 300 differs from the cylinder driving device 100 in that the throttle valve 70a and the throttle valve 70b (see FIG. 4) are not provided.
  • the operation of the cylinder driving device 300 under the condition where the hunting phenomenon does not occur will be described. Specifically, the operation of the cylinder driving device 300 when the hydraulic cylinder 10 is extended in a state where the piston rod 13 receives an external force due to a load in the contracting direction (the state shown in FIG. 2) will be described.
  • the pressure in the main passage 80a is maintained in a high state by the hydraulic oil discharged from the first port 21a of the pump 20, and the operation check valve 60b maintains the valve open state. Therefore, the hydraulic oil in the rod side chamber 11b continues to be discharged to the main passage 80b, and the hydraulic cylinder 10 continues to expand without stopping.
  • the hydraulic cylinder 10 continues to contract without stopping. That is, if the direction in which the external force due to the load acts on the piston rod 13 and the operating direction of the hydraulic cylinder 10 do not match, the hunting phenomenon does not occur.
  • the operation of the cylinder driving device 300 under the condition where the hunting phenomenon occurs will be described. Specifically, the operation of the cylinder driving device 300 when the hydraulic cylinder 10 is extended in a state where the piston rod 13 receives an external force due to a load in the extending direction (the state shown in FIG. 3) will be described.
  • the hydraulic oil from the first port 21a pushes open the operation check valve 60a and is supplied to the anti-rod side chamber 11a of the hydraulic cylinder 10.
  • the pressure in the passage portion 81a of the main passage 80a increases, and the operation check valve 60b opens.
  • the hydraulic oil in the rod side chamber 11b is discharged to the main passage 80b, and the hydraulic cylinder 10 begins to expand.
  • the piston 12 Since the external force due to the load acts on the piston 12 in the extending direction through the piston rod 13, the piston 12 receives the external force and moves in the extending direction in addition to the pressure of the hydraulic oil supplied to the non-rod side chamber 11a. As the external force due to the load increases, the piston 12 moves at a higher speed, and the flow rate of the hydraulic oil discharged from the rod side chamber 11b to the main passage 80b increases.
  • the hydraulic oil in the main passage 80a is sucked into the non-rod side chamber 11a by the piston 12. That is, the hydraulic cylinder 10 functions like a pump by the external force due to the load, and sucks the hydraulic oil in the main passage 80a.
  • the piston 12 receives an external force due to the load in addition to the pressure of the hydraulic oil supplied to the anti-rod side chamber 11a and moves in the extending direction.
  • the hydraulic oil in the main passage 80a is sucked into the anti-rod side chamber 11a by the piston 12, and the pressure in the passage portion 81a of the main passage 80a is reduced.
  • the operation check valve 60b is closed, and the discharge of hydraulic oil from the rod side chamber 11b to the main passage 80b is stopped.
  • the piston 12 stops and the hydraulic cylinder 10 stops again.
  • the hydraulic cylinder 10 when the hydraulic cylinder 10 is extended in a state where the piston rod 13 receives a large external force due to the load in the expansion / contraction direction (the state shown in FIG. 3), the hydraulic cylinder 10 is extended and stopped. And repeat.
  • the hydraulic cylinder 10 when the hydraulic cylinder 10 is contracted in a state where the piston rod 13 receives a large external force due to the load in the contraction direction (the state shown in FIG. 2), the hydraulic cylinder 10 repeats expansion and stop. That is, in the cylinder driving device 300, the hunting phenomenon occurs when the direction in which the external force due to the load acts on the piston rod 13 and the operating direction of the hydraulic cylinder 10 coincide.
  • the flow of the hydraulic oil discharged from the rod side chamber 11b to the main passage 80b is throttled by the throttle valve 70b. Even if the hydraulic cylinder 10 is extended in a state where an external force due to the load acts on the piston rod 13 in the extending direction, an increase in the flow rate of the hydraulic oil discharged from the rod side chamber 11b of the hydraulic cylinder 10 to the main passage 80b is limited. The suction of hydraulic oil from the main passage 80a to the anti-rod side chamber 11a by the piston 12 can be prevented, and the pressure in the main passage 80a can be prevented from decreasing. Therefore, it is possible to prevent a hunting phenomenon when the hydraulic cylinder 10 is extended.
  • the flow of hydraulic oil discharged from the non-rod side chamber 11a to the main passage 80a is throttled by the throttle valve 70a.
  • the increase in the flow rate of the hydraulic oil discharged from the non-rod side chamber 11a of the hydraulic cylinder 10 to the main passage 80a is limited.
  • a decrease in pressure in the main passage 80a can be prevented, and a hunting phenomenon during the contraction operation of the hydraulic cylinder 10 can be prevented.
  • the throttle valve 70b is formed so that the opening area of the throttle valve 70b decreases as the flow rate of hydraulic oil discharged from the rod side chamber 11b of the hydraulic cylinder 10 to the main passage 80b increases.
  • FIG. 5 is a schematic cross-sectional view of the throttle valve 70b.
  • the throttle valve 70b includes a first port 71a connected to the passage portion 83b of the main passage 80b, a second port 72a connected to the passage portion 82b of the main passage 80b, and the first port 71a and the second port 72a. And a flow path 73 that communicates.
  • the first port 71 a is a circular hole formed in the first housing 71.
  • the second port 72 a is a circular hole formed in the second housing 72.
  • the second housing 72 has a facing surface 72 b that faces the first housing 71.
  • a recess 72c is formed in the facing surface 72b.
  • the first port 71a communicates with the recess 72c.
  • the second housing 72 is formed with a hole 72d that opens to the bottom surface of the recess 72c.
  • the inner diameter of the hole 72d is larger than the inner diameter of the second port 72a, and the second port 72a opens on the bottom surface 72e of the hole 72d.
  • a flow path 73 is formed by the recess 72c and the hole 72d.
  • An annular valve seat 72f is formed by the bottom surface 72e of the hole 72d and the inner peripheral surface of the second port 72a.
  • the throttle valve 70b includes a valve body 74 provided in the flow path 73, and a spring (biasing member) 75 that urges the valve body 74 in a direction away from the valve seat 72f.
  • the spring 75 is, for example, a coil spring.
  • the valve body 74 has a large diameter portion 74a having an outer diameter substantially the same as the inner diameter of the hole 72d, and a small diameter portion 74b having an outer diameter smaller than the outer diameter of the large diameter portion 74a.
  • the large diameter portion 74a is slidably accommodated in the hole 72d.
  • the small diameter portion 74b protrudes from the large diameter portion 74a toward the second port 72a.
  • a stepped portion 74c is formed between the large diameter portion 74a and the small diameter portion 74b.
  • the outer diameter of the proximal end portion (the portion continuing from the large diameter portion 74a) of the small diameter portion 74b is larger than the inner diameter of the second port 72a.
  • the outer diameter of the distal end surface of the small diameter portion 74b is smaller than the inner diameter of the second port 72a.
  • the tip of the small diameter portion 74b is formed in a taper shape.
  • the spring 75 is provided in a compressed state between the stepped portion 74c of the valve body 74 and the bottom surface 72e of the hole 72d. Due to the restoring force of the spring 75, the valve element 74 is urged in a direction away from the valve seat 72f. The movement of the valve body 74 in the direction away from the valve seat 72 f is limited by the first housing 71.
  • the valve body 74 is formed with a hole 74d that opens to the end surface of the large diameter portion 74a and is formed across the large diameter portion 74a and the small diameter portion 74b.
  • a groove 74e extending from the inner peripheral surface of the hole 74d to the outer peripheral surface of the large diameter portion 74a is formed on the end surface of the large diameter portion 74a. The groove 74e allows the hole 74d and the recessed portion 72c to communicate with each other even when the valve body 74 is pressed against the first housing 71.
  • the small diameter portion 74b is formed with a throttle hole (first throttle portion) 74f penetrating between the bottom surface of the hole 74d and the tip surface of the small diameter portion 74b.
  • a throttle hole (second throttle portion) 74g penetrating between the inner peripheral surface of the hole 74d and the outer peripheral surface of the small diameter portion 74b is formed.
  • valve body 74 When the pump 20 is stopped, the hydraulic oil pressure does not act on the valve body 74, and the valve body 74 is separated from the valve seat 72f by the urging force of the spring 75.
  • the valve body 74 When the pump 20 discharges the hydraulic oil from the second port 21b, the valve body 74 includes the pressure of the hydraulic oil from the second port 72a toward the first port 71a through the flow path 73, the urging force of the spring 75, To separate from the valve seat 72f.
  • the hydraulic oil supplied from the first port 71a of the throttle valve 70b moves the valve element 74 closer to the valve seat 72f against the urging force of the spring 75.
  • the differential pressure between the first port 71a and the second port 72a is small. Therefore, the movement of the valve body 74 is restricted by the biasing force of the spring 75, and the valve body 74 does not sit on the valve seat 72f. That is, the valve body 74 is maintained in a state of being separated from the valve seat 72f.
  • the first port 71a and the second port 72a of the throttle valve 70b communicate with each other through both the throttle hole 74f and the throttle hole 74g. That is, the opening area of the throttle valve 70b corresponds to the sum of the opening area of the throttle hole 74f and the opening area of the throttle hole 74g.
  • the opening area of the throttle valve 70b is large, and the resistance given to the flow of hydraulic oil in the main passage 80b by the throttle valve 70b is small. Therefore, the load on the electric motor 30 can be reduced, and the power consumption of the electric motor 30 can be reduced.
  • the low-power electric motor 30 can be used. Thereby, the cost of the electric component for supplying electric power to the electric motor 30 and the electric motor 30 can be reduced.
  • the operation of the hydraulic cylinder 10 can be speeded up without increasing the output of the electric motor 30.
  • the hydraulic cylinder 10 functions like a pump and does not suck the hydraulic oil in the main passage 80a. Therefore, the pressure in the main passage 80a is increased by the pump 20, and the operation check valve 60b is kept open. Therefore, no hunting phenomenon occurs.
  • the hydraulic oil supplied from the first port 71a of the throttle valve 70b moves the valve element 74 closer to the valve seat 72f against the biasing force of the spring 75. Since the flow rate of the hydraulic oil supplied from the first port 71a of the throttle valve 70b is large, the differential pressure between the first port 71a and the second port 72a is large. Therefore, the valve element 74 is seated on the valve seat 72f against the urging force of the spring 75.
  • the first port 71a and the second port 72a of the throttle valve 70b communicate only through the throttle hole 74f, and the throttle hole 74g does not communicate between the first port 71a and the second port 72a. That is, the opening area of the throttle valve 70b corresponds to the opening area of the throttle hole 74f.
  • the opening area of the throttle valve 70b is small, and the flow of hydraulic oil in the main passage 80b is further throttled by the throttle valve 70b. Therefore, an increase in the flow rate of the hydraulic oil in the main passage 80b is limited, and the hydraulic cylinder 10 can function as a pump and prevent the hydraulic oil in the main passage 80a from being sucked. Therefore, the pressure in the main passage 80a can be increased by the pump 20, and the operation check valve 60b can be kept open. Thereby, a hunting phenomenon can be prevented.
  • the load on the pump 20 can be small. Therefore, the load on the electric motor 30 can be reduced, and the power consumption of the electric motor 30 can be reduced.
  • the throttle valve 70b includes a case where an external force acts on the hydraulic cylinder 10 so as to cause a hunting phenomenon and a case where an external force acts on the hydraulic cylinder 10 so as not to cause a hunting phenomenon.
  • the opening area changes. Therefore, during the extension operation of the hydraulic cylinder 10, the power consumption of the electric motor 30 can be reduced and the hunting phenomenon can be prevented.
  • the throttle valve 70a is formed such that the opening area of the throttle valve 70a decreases as the flow rate of hydraulic oil discharged from the anti-rod side chamber 11a of the hydraulic cylinder 10 into the main passage 80a increases. Is done. Therefore, during the contraction operation of the hydraulic cylinder 10, the power consumption of the electric motor 30 can be reduced and the hunting phenomenon can be prevented.
  • the structure of the throttle valve 70a is substantially the same as the structure of the throttle valve 70b, and thus the description thereof is omitted.
  • the throttle valve 70b is set so that the opening area of the throttle valve 70b decreases when the flow rate of the hydraulic oil sucked from the main passage 80a by the hydraulic cylinder 10 reaches the maximum discharge flow rate of the pump 20.
  • the opening area of the throttle valve 70b is large until the flow rate of the hydraulic oil that the hydraulic cylinder 10 sucks from the main passage 80a reaches the maximum discharge flow rate of the pump 20. Therefore, the load of the electric motor 30 is small, and the power consumption of the electric motor 30 can be reduced.
  • the setting of the throttle valve 70b can be changed by changing the spring constant of the spring 75, the opening area of the throttle hole 74f, and the opening area of the throttle hole 74g.
  • the throttle valve 70a is set so that the opening area of the throttle valve 70a decreases when the flow rate of the hydraulic oil sucked from the main passage 80b by the hydraulic cylinder 10 reaches the maximum discharge flow rate of the pump 20.
  • the opening area of the throttle hole 74g is larger than the opening area of the throttle hole 74f. Therefore, the opening area of the throttle valve 70b when both the throttle hole 74f and the throttle hole 74g communicate with the first port 71a and the second port 72a, and only the throttle hole 74f is the first port 71a and the second port 72a. And the opening area of the throttle valve 70b when communicating with each other increases. Therefore, the opening area of the throttle valve 70b can be further reduced as the flow rate of the hydraulic oil discharged from the rod side chamber 11b of the hydraulic cylinder 10 to the main passage 80b increases.
  • the hydraulic cylinder 10, the pump 20, the electric motor 30, the tank 40, various passages, and various valves constitute one unit (see FIG. 1). Therefore, the hydraulic cylinder 10 can be operated only by supplying electric power to the electric motor 30 without connecting piping or the like to the hydraulic cylinder 10. Therefore, the operability of the cylinder driving device 100 is improved.
  • the hydraulic cylinder 10, the pump 20, the electric motor 30, the tank 40, various passages, and various valves may not constitute a unit.
  • the pump 20 may be installed at a position away from the hydraulic cylinder 10 and the pump 20 and the hydraulic cylinder 10 may be connected through a pipe.
  • the pump 20 discharges hydraulic oil from the first port 21a.
  • the hydraulic oil from the pump 20 pushes the operation check valve 60a open and is guided to the throttle valve 70a.
  • the valve body of the throttle valve 70a receives a force from the hydraulic oil in the direction away from the valve seat, and maintains the state of being separated from the valve seat.
  • the throttle valve 70a communicates the passage portion 82a and the passage portion 83a of the main passage 80a through the restriction hole 74f and the restriction hole 74g.
  • the hydraulic oil in the passage portion 82a of the main passage 80a is supplied to the anti-rod side chamber 11a of the hydraulic cylinder 10 through the throttle hole 74f and the throttle hole 74g of the throttle valve 70a.
  • the opening area of the throttle valve 70a corresponds to the sum of the opening area of the throttle hole 74f and the opening area of the throttle hole 74g, and the resistance given to the flow of hydraulic oil in the main passage 80a by the throttle valve 70a is small. .
  • the pressure in the passage portion 81a of the main passage 80a increases, and the operation check valve 60b is opened.
  • the hydraulic oil in the rod side chamber 11b of the hydraulic cylinder 10 is discharged to the main passage 80b, and the hydraulic cylinder 10 extends.
  • the hydraulic oil discharged to the main passage 80b is guided to the second port 21b of the pump 20.
  • the throttle valve 70b communicates the passage portion 83b of the main passage 80b and the passage portion 82b through the throttle hole 74f and the throttle hole 74g. Therefore, the opening area of the throttle valve 70b is large, and the throttle valve 70b causes the hydraulic oil in the main passage 80b to flow. The resistance imparted to the flow is small.
  • the throttle valve 70b communicates the passage portion 83b and the passage portion 82b of the main passage 80b only through the restriction hole 74f.
  • the opening area of the throttle valve 70b corresponds to the opening area of the throttle hole 74f, and the flow of hydraulic oil in the main passage 80b is throttled by the throttle valve 70b.
  • the increase in the flow rate of the hydraulic oil in the main passage 80b is limited, and the hydraulic cylinder 10 can function as a pump to prevent the hydraulic oil in the main passage 80a from being sucked.
  • the pressure in the main passage 80a can be increased by the pump 20, and the operation check valve 60b can be kept open. Therefore, the hunting phenomenon can be prevented.
  • the load on the pump 20 can be small. Therefore, the load on the electric motor 30 can be reduced, and the power consumption of the electric motor 30 can be reduced.
  • the power consumption of the electric motor 30 can be reduced and the hunting phenomenon can be prevented.
  • FIG. 10 is a circuit diagram of a cylinder driving device 200 according to a modification.
  • the cylinder driving device 200 is mainly different from the cylinder driving device 100 in that it does not include the operation check valve 60a and the throttle valve 70a (see FIG. 4). Also in the cylinder driving device 200, it is possible to prevent the hunting phenomenon during the extending operation.
  • the cylinder driving device includes an operation check valve 60a and a throttle valve 70a (see FIG. 4), and may not include the operation check valve 60b and the throttle valve 70b. In this case, the hunting phenomenon during the contracting operation can be prevented.
  • the cylinder driving devices 100 and 200 are driven by the electric motor 30, the pump 20 that is driven by the electric motor 30 and discharges hydraulic oil, and each is connected to the pump 20, and the hydraulic oil from the pump 20 is selected.
  • the hydraulic cylinder 10 that discharges hydraulic oil to the other of the passages 80b and the main passage 80b and the main passage 80a are provided in the main passage 80b and allow the flow of hydraulic oil from the pump 20 toward the hydraulic cylinder 10, while from the hydraulic cylinder 10 to the pump 20.
  • An operation check valve 60b and an operation check valve 60a that are allowed in accordance with an increase in the internal pressure, and are provided between the hydraulic cylinder 10 in the main passage 80b and the main passage 80a, and the operation check valve 60b and the operation check valve 60a.
  • a throttle valve 70b and a throttle valve 70a that throttle the flow of hydraulic fluid from the cylinder 10 to the operation check valve 60b and the operation check valve 60a are provided.
  • the opening area of the throttle valve 70b and the throttle valve 70a is from the hydraulic cylinder 10 to the main passage. It decreases as the flow rate of the hydraulic oil discharged to 80b and the main passage 80a increases.
  • the opening areas of the throttle valve 70b and the throttle valve 70a are reduced as the flow rate of the hydraulic oil discharged from the hydraulic cylinder 10 to the main passage 80b and the main passage 80a increases.
  • the flow rate of the hydraulic oil discharged from the hydraulic cylinder 10 to the main passage 80b and the main passage 80a is small. Therefore, the opening areas of the throttle valve 70b and the throttle valve 70a are large, and the load on the electric motor 30 can be reduced.
  • the flow rate of the hydraulic oil discharged from the hydraulic cylinder 10 to the main passage 80b and the main passage 80a increases, while the throttle valve 70b and The opening area of the throttle valve 70a decreases.
  • the increase in the flow rate of the hydraulic oil in the main passage 80b and the main passage 80a is limited, and the hydraulic cylinder 10 can be prevented from functioning like the pump 20. Therefore, the electric power of the electric motor 30 can be reduced and the hunting phenomenon can be prevented.
  • the opening area of the throttle valve 70b and the throttle valve 70a decreases when the flow rate of the hydraulic oil sucked from the main passage 80a and the main passage 80b by the hydraulic cylinder 10 reaches the maximum discharge flow rate of the pump 20. Is set as follows.
  • the opening areas of the throttle valve 70b and the throttle valve 70a decrease when the flow rate of the hydraulic oil sucked from the main passage 80a and the main passage 80b by the hydraulic cylinder 10 reaches the maximum discharge flow rate of the pump 20.
  • the opening area of the throttle valve 70b and the throttle valve 70a is large until the flow rate of the hydraulic oil sucked from the main passage 80a and the main passage 80b by the hydraulic cylinder 10 reaches the maximum discharge flow rate of the pump 20. Therefore, the load of the electric motor 30 is small, and the power consumption of the electric motor 30 can be reduced.
  • the throttle valve 70b and the throttle valve 70a include a first port 71a connected to the hydraulic cylinder 10, a second port 72a connected to the operate check valve 60b and the operate check valve 60a, and a first port 71a.
  • a spring 75 that urges the valve body 74 in a direction away from the seat 72f, a valve body 74, a throttle hole 74f that communicates the first port 71a and the second port 72a, and a valve body 74 are formed.
  • the first port 71a and the second port 72a communicate with each other in a state where the valve body 74 is separated from the valve seat 72f, and the first port 71a and the second port 72a are in a state where the valve body 74 is seated on the valve seat 72f. It characterized by having a a throttle hole 74g configured to block the communication between the over bets 72a.
  • the throttle valve 70b and the throttle valve 70a have a throttle hole 74f and a throttle hole 74g. While the throttle hole 74f is always in communication with the first port 71a and the second port 72a, the throttle hole 74g is connected to the first port 71a and the second port 72a in a state where the valve body 74 is separated from the valve seat 72f. In the state where the valve body 74 is seated on the valve seat 72f, the communication between the first port 71a and the second port 72a is blocked.
  • the opening areas of the throttle valve 70b and the throttle valve 70a correspond to the sum of the opening area of the throttle hole 74f and the opening area of the throttle hole 74g.
  • the throttle valve 70b and the throttle valve 70a The opening area changes. Since the spring 75 urges the valve body 74 in a direction to separate the valve body 74 from the valve seat 72f, the valve body 74 is attached to and detached from the valve seat 72f in accordance with the flow rate of the working oil from the first port 71a to the second port 72a. To do. Therefore, the opening areas of the throttle valve 70b and the throttle valve 70a can be reduced according to the increase in the flow rate of the hydraulic oil discharged from the hydraulic cylinder 10 to the main passage 80b and the main passage 80a.
  • the aperture area of the aperture hole 74g is larger than the aperture area of the aperture hole 74f.
  • the aperture area of the aperture hole 74g is larger than the aperture area of the aperture hole 74f.
  • the opening area of the throttle valve 70b and the throttle valve 70a and only the throttle hole 74f is the first port 71a and the second port.
  • the difference between the throttle valve 70b and the opening area of the throttle valve 70a when communicating with the port 72a is large. Therefore, the opening areas of the throttle valve 70b and the throttle valve 70a can be further reduced as the flow rate of the hydraulic oil discharged from the hydraulic cylinder 10 to the main passage 80b and the main passage 80a increases.
  • cylinder drive devices 100 and 200 use hydraulic oil as the working fluid
  • an incompressible fluid such as water or an aqueous solution may be used instead of the hydraulic oil.
  • the object W is attached to the end 2a of the arm member 2.
  • the arm member 2 may be a rotating object. Further, instead of the arm member 2, a plate-like member such as a deck may be rotated.
  • a switching valve that switches between allowing and shutting off the flow of the hydraulic oil in the main passage 80b with the pilot pressure may be used as the operation check valve 60b.
  • the switching valve allows the flow of hydraulic oil in the main passage 80b in response to an increase in the pressure in the passage portion 81b of the main passage 80b or the main passage 80a, and the main passage 80b in response to a decrease in both of these pressures. Shut off the flow of hydraulic oil at.
  • a switching valve that switches between allowing and shutting off the flow of hydraulic oil in the main passage 80a with a pilot pressure may be used.

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Abstract

シリンダ駆動装置（１００）は、電動モータ（３０）と、ポンプ（２０）と、メイン通路（８０ａ）及びメイン通路（８０ｂ）と、油圧シリンダ（１０）と、オペレートチェック弁（６０ｂ）及びオペレートチェック弁（６０ａ）と、油圧シリンダ（１０）からオペレートチェック弁（６０ｂ）及びオペレートチェック弁（６０ａ）へ向かう作動油の流れを絞る絞り弁（７０ｂ）及び絞り弁（７０ａ）と、を備え、絞り弁（７０ｂ）及び絞り弁（７０ａ）の開口面積は、油圧シリンダ（１０）からメイン通路（８０ｂ）及びメイン通路（８０ａ）に排出される作動油の流量の上昇に応じて減少する。

Description

シリンダ駆動装置
　本発明は、シリンダ駆動装置に関する。
　ＪＰ２００６－２５０３１１Ａには、電動モータにより駆動する油圧ポンプと、油圧ポンプからの作動油により作動する油圧シリンダと、油圧ポンプと油圧シリンダとの間の作動油の流れを制御するオペレートチェック弁と、を備える油圧駆動ユニットが開示されている。
　オペレートチェック弁又はオペレートチェック弁と同等の機能を有する制御弁を備えるシリンダ駆動装置では、ポンプの作動にも関わらず油圧シリンダが作動と停止とを繰り返すハンチング現象が生じることがある。ハンチング現象は、負荷による外力が油圧シリンダに作用することによって油圧シリンダがポンプのように機能して通路内の作動油を吸い込むことで生じる。
　ＪＰ２００６－２５０３１１Ａに開示される油圧駆動ユニットでは、ハンチング現象を防止するために、油圧シリンダとオペレートチェック弁との間の管路にスローリターン弁が設けられる。スローリターン弁によって、油圧シリンダから管路に排出される作動油の流れが絞られるため、油圧シリンダは通路内の作動油を吸い込まず、ハンチング現象が防止される。
　しかしながら、ＪＰ２００６－２５０３１１Ａに開示されるスローリターン弁では、絞りの開口面積が一定である。ハンチング現象が発生しない条件においても、油圧シリンダから流出する作動油の流れは、ハンチング現象が発生するときと同じように絞られる。このため、油圧シリンダの作動に大きいエネルギが常に必要であり、電動モータの消費電力が増大する。
　本発明は、電動モータの消費電力を低減するとともに、ハンチング現象を防止することを目的とする。
　本発明のある態様によれば、シリンダ駆動装置は、電動モータと、電動モータによって駆動され、作動流体を吐出するポンプと、それぞれがポンプに接続され、ポンプからの作動流体が選択的に導かれる第１通路及び第２通路と、第１通路及び第２通路に接続され、第１通路及び第２通路の一方から供給される作動流体によって作動するとともに作動時に第１通路及び第２通路の他方に作動流体を排出する流体圧シリンダと、第２通路に設けられ、ポンプから流体圧シリンダへ向かう作動流体の流れを許容する一方、流体圧シリンダからポンプへ向かう作動流体の流れを第１通路内の圧力の上昇に応じて許容する制御弁と、第２通路における流体圧シリンダと制御弁との間に設けられ、流体圧シリンダから制御弁へ向かう作動流体の流れを絞る絞り弁と、を備え、絞り弁の開口面積は、流体圧シリンダから第２通路に排出される作動流体の流量の上昇に応じて減少する。
図１は、本発明の実施形態に係るシリンダ駆動装置を備える回動装置の模式図である。 図２は、図１に示す油圧シリンダが伸長した状態を示す。 図３は、図２に示す油圧シリンダが更に伸長した状態を示す。 図４は、本発明の実施形態に係るシリンダ駆動装置の回路図である。 図５は、図４に示す絞り弁の模式断面図である。 図６は、本発明の実施形態に係るシリンダ駆動装置の回路図であり、負荷による外力が流体圧シリンダに収縮方向に作用しかつポンプが流体圧シリンダを伸長させるように作動した状態を示す。 図７は、図６に示す絞り弁の模式図である。 図８は、本発明の実施形態に係るシリンダ駆動装置の回路図であり、負荷による外力が流体圧シリンダに伸長方向に作用しかつポンプが流体圧シリンダを伸長させるように作動した状態を示す。 図９は、図８に示す絞り弁の模式図である。 図１０は、本発明の実施形態の変形例に係るシリンダ駆動装置の回路図である。 図１１は、比較例に係るシリンダ駆動装置の回路図である。
　以下、図面を参照して、本発明の実施形態に係るシリンダ駆動装置１００について説明する。
　図１は、シリンダ駆動装置１００を備える回動装置１０００の模式図である。シリンダ駆動装置１００は、作動油の圧力によって伸縮する油圧シリンダ１０を備える。回動装置１０００は、油圧シリンダ１０の伸縮によって対象物Ｗを回動させる。
　図１に示すように、回動装置１０００は、ベース部材１と、ベース部材１に連結されるアーム部材２と、を備える。アーム部材２は、棒状に形成される。対象物Ｗは、アーム部材２の端部２ａに取り付けられる。
　アーム部材２の端部２ｂには、孔２ｃが形成される。孔２ｃは、アーム部材２の長手方向と直交する方向に端部２ｂを貫通する。孔２ｃには、ベース部材１に形成されるピン１ｂが挿入される。
　ベース部材１のピン１ｂは、ベース部材１の本体部１ａから水平方向に突出する。ピン１ｂの外径はアーム部材２の孔２ｃの内径以下であり、アーム部材２の端部２ｂは、ピン１ｂに回転自在に支持される。このように、アーム部材２は、ピン１ｂの周り（水平軸周り）に回動自在にベース部材１に連結される。
　油圧シリンダ１０は、シリンダ１１と、シリンダ１１から延出するピストンロッド１３と、を備える。ピストンロッド１３は、シリンダ１１に対して進退自在である。ピストンロッド１３がシリンダ１１から退出すると、油圧シリンダ１０は伸長する。ピストンロッド１３がシリンダ１１内に進入すると、油圧シリンダ１０は収縮する。
　シリンダ１１には、油圧シリンダ１０とベース部材１とを連結する連結部１０ａが設けられる。連結部１０ａには、油圧シリンダ１０の伸長方向と直交する方向に貫通する孔１０ｃが形成される。孔１０ｃには、ベース部材１に形成されるピン１ｃが挿入される。
　ベース部材１のピン１ｃは、ベース部材１の本体部１ａから、ピン１ｂの突出方向と同じ方向に突出する。ピン１ｃの外径は油圧シリンダ１０の孔１０ｃの内径以下であり、油圧シリンダ１０の連結部１０ａは、ピン１ｃに回転自在に支持される。このように、油圧シリンダ１０は、ピン１ｃの周り（水平軸周り）に回動自在にベース部材１に連結される。
　ピストンロッド１３には、油圧シリンダ１０とアーム部材２とを連結する連結部１０ｂが設けられる。連結部１０ｂには、油圧シリンダ１０の孔１０ｃの貫通方向と同じ方向に貫通する孔１０ｄが形成される。孔１０ｄには、アーム部材２に形成されるピン２ｄが挿入される。
　アーム部材２のピン２ｄは、端部２ａ，２ｂの間に形成される中間部２ｅに設けられる。ピン２ｄの突出方向は、ベース部材１のピン１ｂ及びピン１ｃの突出方向と一致する。ピン２ｄの外径は油圧シリンダ１０の孔１０ｄの内径以下であり、油圧シリンダ１０の連結部１０ｂは、ピン２ｄに回転自在に支持される。このように、油圧シリンダ１０は、ピン２ｄの周り（水平軸周り）に回動自在にアーム部材２に連結される。
　図１における２点鎖線は、ピン１ｂを通り鉛直方向に延在する仮想線Ｌを示している。図１では、油圧シリンダ１０が最も収縮した状態が示されている。この状態において、対象物Ｗ及びアーム部材２の重心は、ピン１ｂよりも鉛直方向上方、かつ仮想線Ｌよりもピン１ｃ側に位置している。対象物Ｗ及びアーム部材２に作用する重力は、油圧シリンダ１０を収縮させる方向にピストンロッド１３に負荷として作用する。
　図２は、油圧シリンダ１０が図１に示す状態から伸長した状態を示す。油圧シリンダ１０が伸長すると、アーム部材２がベース部材１に対してピン１ｂの周りに回動する。アーム部材２の回動に伴って、対象物Ｗは、ベース部材１に対して回動する。
　このように、回動装置１０００は、油圧シリンダ１０の伸縮によって対象物Ｗを回動させる。
　図２に示す状態において、対象物Ｗ及びアーム部材２の重心は、図１に示す状態と同様に、ピン１ｂよりも鉛直方向上方、かつ仮想線Ｌよりもピン１ｃ側に位置している。対象物Ｗ及びアーム部材２に作用する重力は、油圧シリンダ１０を収縮させる方向にピストンロッド１３に負荷として作用する。
　図３は、油圧シリンダ１０が図２に示す状態から更に伸長した状態を示す。図３に示す状態において、対象物Ｗ及びアーム部材２の重心は、ピン１ｂよりも鉛直方向上方、かつ仮想線Ｌよりもピン１ｃとは反対側に位置している。対象物Ｗ及びアーム部材２に作用する重力は、油圧シリンダ１０を伸長させる方向にピストンロッド１３に負荷として作用する。
　このように、回動装置１０００では、油圧シリンダ１０の作動に伴って、油圧シリンダ１０のピストンロッド１３に作用する負荷の方向が反転する。
　図４に示すように、油圧シリンダ１０は、シリンダ１１内に摺動自在に収容されるピストン１２を更に備える。ピストンロッド１３は、ピストン１２に連結される。シリンダ１１の内部は、ピストン１２によって、反ロッド側室１１ａとロッド側室１１ｂとに区画される。
　反ロッド側室１１ａ及びロッド側室１１ｂには、作動油が充填される。ピストン１２は、反ロッド側室１１ａ及びロッド側室１１ｂに選択的に供給される作動油によってシリンダ１１に対して移動する。ピストン１２の移動に伴って、ピストンロッド１３がシリンダ１１に対して進退し、油圧シリンダ１０が伸縮する。
　具体的には、反ロッド側室１１ａに作動油が供給されると、ピストン１２は、反ロッド側室１１ａを拡大しロッド側室１１ｂを縮小する方向に移動する。ピストンロッド１３は、ピストン１２の移動に伴って、シリンダ１１から退出する。その結果、油圧シリンダ１０は伸長する。このとき、ロッド側室１１ｂの縮小に伴って、ロッド側室１１ｂ内の作動油は、油圧シリンダ１０の外に排出される。
　ロッド側室１１ｂに作動油が供給されると、ピストン１２は、ロッド側室１１ｂを拡大し反ロッド側室１１ａを縮小する方向に移動する。ピストンロッド１３は、ピストン１２の移動に伴って、シリンダ１１内に進入する。その結果、油圧シリンダ１０は収縮する。このとき、反ロッド側室１１ａの縮小に伴って、反ロッド側室１１ａ内の作動油は、油圧シリンダ１０の外に排出される。
　シリンダ駆動装置１００は、油圧シリンダ１０に作動油を供給するポンプ２０と、ポンプ２０を駆動する電動モータ３０と、を備える。電動モータ３０は、不図示の電源に電気的に接続され、この電源から供給される電力によって作動する。
　ポンプ２０は、電動モータ３０の出力軸３１に連結され、電動モータ３０の回転駆動力により駆動される。ポンプ２０には第１ポート２１ａ及び第２ポート２１ｂが形成され、第１ポート２１ａ及び第２ポート２１ｂから選択的に作動油が吐出される。
　電動モータ３０の出力軸３１が正方向Ｒ１に回転する場合には、ポンプ２０は、第２ポート２１ｂから作動油を吸込み、第１ポート２１ａから作動油を吐出する。電動モータ３０の出力軸３１が逆方向Ｒ２に回転する場合には、ポンプ２０は、第１ポート２１ａから作動油を吸込み、第２ポート２１ｂから作動油を吐出する。
　このように、ポンプ２０の吐出方向は、電動モータ３０の回転方向に応じて切り換えられる。ポンプ２０としては、例えば、ギアポンプを用いることができる。
　ポンプ２０の第１ポート２１ａには、メイン通路８０ａが接続され、ポンプ２０の第２ポート２１ｂには、メイン通路８０ｂが接続される。メイン通路８０ａ及びメイン通路８０ｂには、ポンプ２０からの作動油が選択的に導かれる。
　メイン通路８０ａは、油圧シリンダ１０の反ロッド側室１１ａに接続され、メイン通路８０ｂは、油圧シリンダ１０のロッド側室１１ｂに接続される。メイン通路８０ａには、作動油の流れを制御するオペレートチェック弁（制御弁）６０ａが設けられ、メイン通路８０ｂには、作動油の流れを制御するオペレートチェック弁（制御弁）６０ｂが設けられる。メイン通路８０ａにおけるオペレートチェック弁６０ａと反ロッド側室１１ａとの間には、絞り弁７０ａが設けられる。メイン通路８０ｂにおけるオペレートチェック弁６０ｂとロッド側室１１ｂとの間には、絞り弁７０ｂが設けられる。
　以下において、メイン通路８０ａにおけるポンプ２０の第１ポート２１ａとオペレートチェック弁６０ａとの間の部分を「通路部８１ａ」と称する。メイン通路８０ｂにおけるポンプ２０の第２ポート２１ｂとオペレートチェック弁６０ｂとの間の部分を「通路部８１ｂ」と称する。メイン通路８０ａにおけるオペレートチェック弁６０ａと絞り弁７０ａとの間の部分を「通路部８２ａ」と称し、メイン通路８０ｂにおけるオペレートチェック弁６０ｂと絞り弁７０ｂとの間の部分を「通路部８２ｂ」と称する。メイン通路８０ａにおける絞り弁７０ａと反ロッド側室１１ａとの間の部分を「通路部８３ａ」と称し、メイン通路８０ｂにおける絞り弁７０ｂとロッド側室１１ｂとの間の部分を「通路部８３ｂ」と称する。
　オペレートチェック弁６０ａは、ポンプ２０の第１ポート２１ａから吐出されメイン通路８０ａを通じて油圧シリンダ１０の反ロッド側室１１ａへ向かう作動油の流れを許容する。また、オペレートチェック弁６０ａは、背圧室（図示省略）を有する。この背圧室内の圧力が開弁圧に達したときには、オペレートチェック弁６０ａは開弁し、メイン通路８０ａにおける作動油の流れを許容する。
　オペレートチェック弁６０ａの背圧室は、パイロット通路８６ｂを通じて、メイン通路８０ｂの通路部８１ｂに接続される。通路部８１ｂ内の圧力が上昇すると、オペレートチェック弁６０ａの背圧室内の圧力が上昇し、オペレートチェック弁６０ａは開弁する。つまり、オペレートチェック弁６０ａは、通路部８１ｂ内の圧力の上昇に応じて、油圧シリンダ１０の反ロッド側室１１ａからメイン通路８０ａを通じてポンプ２０の第１ポート２１ａへ向かう作動油の流れを許容する。
　同様に、オペレートチェック弁６０ｂは、ポンプ２０の第２ポート２１ｂから吐出されメイン通路８０ｂを通じて油圧シリンダ１０のロッド側室１１ｂへ向かう作動油の流れを許容する。オペレートチェック弁６０ｂの背圧室（図示省略）は、パイロット通路８６ａを通じて、メイン通路８０ａの通路部８１ａに接続される。通路部８１ａ内の圧力の上昇に応じて、オペレートチェック弁６０ａは、油圧シリンダ１０のロッド側室１１ｂからメイン通路８０ｂを通じてポンプ２０の第２ポート２１ｂへ向かう作動油の流れを許容する。
　ポンプ２０が第１ポート２１ａから作動油を吐出すると、第１ポート２１ａからの作動油はオペレートチェック弁６０ａを押し開く。このとき、メイン通路８０ａの通路部８１ａ内の圧力が上昇し、オペレートチェック弁６０ｂが開弁する。第１ポート２１ａからの作動油は、メイン通路８０ａを通じて油圧シリンダ１０の反ロッド側室１１ａに供給され、ロッド側室１１ｂ内の作動油は、メイン通路８０ｂに排出されポンプ２０の第２ポート２１ｂに導かれる。反ロッド側室１１ａへの作動油の供給及びロッド側室１１ｂ内の作動油の排出によって、油圧シリンダ１０は伸長する。
　ポンプ２０が第２ポート２１ｂから作動油を吐出すると、第２ポート２１ｂからの作動油はオペレートチェック弁６０ｂを押し開く。このとき、メイン通路８０ｂの通路部８１ｂ内の圧力が上昇し、オペレートチェック弁６０ａが開弁する。第２ポート２１ｂからの作動油は、メイン通路８０ｂを通じて油圧シリンダ１０のロッド側室１１ｂに供給され、反ロッド側室１１ａ内の作動油は、メイン通路８０ａに排出されポンプ２０の第１ポート２１ａに導かれる。ロッド側室１１ｂへの作動油の供給及び反ロッド側室１１ａ内の作動油の排出によって、油圧シリンダ１０は収縮する。
　ポンプ２０が停止しているときには、メイン通路８０ａの通路部８１ａ内の圧力、及びメイン通路８０ｂの通路部８１ｂ内の圧力は上昇しない。オペレートチェック弁６０ａ及びオペレートチェック弁６０ｂは閉弁し、メイン通路８０ａ及びメイン通路８０ｂにおける作動油の流れを遮断する。油圧シリンダ１０の反ロッド側室１１ａ及びロッド側室１１ｂ内の作動油がメイン通路８０ａ及びメイン通路８０ｂに排出されず、油圧シリンダ１０は作動しない。つまり、ポンプ２０が停止しているときには、油圧シリンダ１０は、オペレートチェック弁６０ａ及びオペレートチェック弁６０ｂによって、静止した状態で維持される。
　油圧シリンダ１０では、ピストンロッド１３は、ロッド側室１１ｂを挿通する一方で、反ロッド側室１１ａを挿通しない。油圧シリンダ１０の作動に伴ってピストン１２が移動するとき、ロッド側室１１ｂとメイン通路８０ｂとの間を行き来する作動油の流量は、反ロッド側室１１ａとメイン通路８０ａとの間を行き来する作動油の流量に比べ、少ない。ピストンロッド１３がシリンダ１１に対して進退することにより生じる容積変化は、ポンプ２０に接続されるタンク４０によって補償される。容積変化の補償について、具体的に説明する。
　シリンダ駆動装置１００は、ポンプ２０とタンク４０との間の作動油の流れを制御する制御弁５０を備える。タンク４０は、閉鎖空間内に作動油を貯留する。
　制御弁５０は、３ポート３位置切換弁である。制御弁５０の第１ポートは、メイン通路８０ａの通路部８１ａから分岐する分岐通路９１ａに接続される。制御弁５０の第２ポートは、メイン通路８０ｂの通路部８１ｂから分岐する分岐通路９１ｂに接続される。制御弁５０の第３ポートは、タンク４０に接続されるタンク通路９１ｃに接続される。
　制御弁５０は、第１位置５０ａにあるときには、タンク通路９１ｃと分岐通路９１ａとの連通を遮断し、タンク通路９１ｃと分岐通路９１ｂとを連通する。制御弁５０は、第２位置５０ｂにあるときには、タンク通路９１ｃと分岐通路９１ａとを連通し、タンク通路９１ｃと分岐通路９１ｂとの連通を遮断する。制御弁５０は、第３位置５０ｃにあるときには、タンク通路９１ｃと分岐通路９１ａとの連通を遮断するとともに、タンク通路９１ｃと分岐通路９１ｂとの連通を遮断する。
　制御弁５０の位置は、分岐通路９１ａ及び分岐通路９１ｂ内の圧力により切り換えられる。ポンプ２０が停止しており分岐通路９１ａ及び分岐通路９１ｂ内の圧力が上昇していない場合には、制御弁５０は、第３位置５０ｃにあり、タンク通路９１ｃと分岐通路９１ａとの連通を遮断するとともに、タンク通路９１ｃと分岐通路９１ｂとの連通を遮断する。
　ポンプ２０が第１ポート２１ａから作動油を吐出する場合には、前述のように、油圧シリンダ１０は伸長する。このとき、分岐通路９１ａ内の圧力が上昇し、制御弁５０は、第１位置５０ａに切り換えられる。タンク通路９１ｃと分岐通路９１ｂとが連通し、作動油は、タンク４０とメイン通路８０ｂの通路部８１ｂとを行き来可能になる。タンク通路９１ｃと分岐通路９１ａとの連通は遮断されるので、第１ポート２１ａからの作動油は、タンク４０に流入することなく油圧シリンダ１０の反ロッド側室１１ａに供給される。
　油圧シリンダ１０の伸長動作時には、ロッド側室１１ｂからメイン通路８０ｂに排出される作動油の流量は、メイン通路８０ａから反ロッド側室１１ａに供給される作動油の流量に比べ、ロッド側室１１ｂから退出するピストンロッド１３の体積分、少ない。ロッド側室１１ｂから退出するピストンロッド１３の体積分の作動油は、タンク４０からタンク通路９１ｃ及び分岐通路９１ｂを通じてメイン通路８０ｂの通路部８１ｂに供給される。したがって、ポンプ２０は、第１ポート２１ａから吐出される作動油の流量と同じ流量の作動油を第２ポート２１ｂから吸込むことができる。
　ポンプ２０が第２ポート２１ｂから作動油を吐出する場合には、前述のように、油圧シリンダ１０は収縮する。このとき、分岐通路９１ｂ内の圧力が上昇し、制御弁５０は、第２位置５０ｂに切り換えられる。タンク通路９１ｃと分岐通路９１ａとが連通し、作動油は、タンク４０とメイン通路８０ａの通路部８１ａとを行き来可能になる。タンク通路９１ｃと分岐通路９１ｂとの連通が遮断されるので、第２ポート２１ｂからの作動油は、タンク４０に流入することなく油圧シリンダ１０のロッド側室１１ｂに供給される。
　油圧シリンダ１０の収縮動作時には、反ロッド側室１１ａからメイン通路８０ａに排出される作動油の流量は、メイン通路８０ｂからロッド側室１１ｂに供給される作動油の流量に比べ、ロッド側室１１ｂに進入するピストンロッド１３の体積分、多い。ロッド側室１１ｂに進入するピストンロッド１３の体積分の作動油は、メイン通路８０ａの通路部８１ａから分岐通路９１ａ及びタンク通路９１ｃを通じてタンク４０に排出される。したがって、ポンプ２０は、第２ポート２１ｂから吐出される作動油の流量と同じ流量の作動油を第１ポート２１ａから吸込むことができる。
　このように、ピストンロッド１３がシリンダ１１に対して進退することにより生じる容積変化は、ポンプ２０に接続されるタンク４０によって補償される。
　シリンダ駆動装置１００は、リリーフ弁９６ａ、リリーフ弁９６ｂ、リリーフ弁９７ａ、及びリリーフ弁９７ｂを更に備える。リリーフ弁９６ａは、メイン通路８０ａの通路部８１ａから分岐しタンク４０に接続されるリリーフ通路９２ａに設けられる。リリーフ弁９６ａは、通路部８１ａ内の圧力がリリーフ弁９６ａの開弁圧に達したときに開弁し、通路部８１ａ内の作動油を、リリーフ通路９２ａを通じてタンク４０に排出する。リリーフ弁９６ａによって、通路部８１ａ内の圧力は、リリーフ弁９６ａの開弁圧以下に制限される。
　同様に、リリーフ弁９６ｂは、メイン通路８０ｂの通路部８１ｂから分岐しタンク４０に接続されるリリーフ通路９２ｂに設けられ、通路部８１ｂ内の圧力をリリーフ弁９６ｂの開弁圧以下に制限する。リリーフ弁９７ａは、メイン通路８０ａの通路部８２ａから分岐しタンク４０に接続されるリリーフ通路９３ａに設けられ、通路部８２ａ内の圧力をリリーフ弁９７ａの開弁圧以下に制限する。リリーフ弁９７ｂは、メイン通路８０ｂの通路部８２ｂから分岐しタンク４０に接続されるリリーフ通路９３ｂに設けられ、通路部８２ｂ内の圧力をリリーフ弁９７ｂの開弁圧以下に制限する。
　シリンダ駆動装置１００は、油圧シリンダ１０の手動操作を可能にする切換弁９８を備える。切換弁９８は、３ポート２位置切換弁である。切換弁９８の第１ポートは、メイン通路８０ａの通路部８２ａから分岐する分岐通路９４ａに接続される。切換弁９８の第２ポートは、メイン通路８０ｂの通路部８２ｂから分岐する分岐通路９４ｂに接続される。切換弁９８の第３ポートは、タンク４０に接続されるタンク通路９４ｃに接続される。
　切換弁９８は、第１位置９８ａにあるときには、タンク通路９４ｃと分岐通路９４ａとの連通を遮断し、タンク通路９４ｃと分岐通路９４ｂとの連通を遮断し、分岐通路９４ａと分岐通路９４ｂとの連通を遮断する。切換弁９８は、第２位置９８ｂにあるときには、タンク通路９４ｃと分岐通路９４ａとを連通し、タンク通路９４ｃと分岐通路９４ｂとを連通し、分岐通路９４ａと分岐通路９４ｂとを連通する。切換弁９８の位置は、切換弁９８を手動操作することによって切り換えられる。
　切換弁９８が第２位置９８ｂに切り換えられた場合には、油圧シリンダ１０の反ロッド側室１１ａ及びロッド側室１１ｂは、オペレートチェック弁６０ａ，６０ｂ、制御弁５０を迂回してタンク４０に接続される。手動操作によって油圧シリンダ１０を伸縮させることが可能になる。
　絞り弁７０ｂは、メイン通路８０ｂにおける作動油の流れを絞る。絞り弁７０ｂにおける作動油の流れは、絞り弁７０ｂの開口面積に応じて絞られる。したがって、ロッド側室１１ｂからメイン通路８０ｂに排出される作動油の流量が制限され、油圧シリンダ１０の伸長動作時におけるハンチング現象を防止することができる。
　ここで、ハンチング現象とは、ポンプ２０が作動しているにも関わらず、油圧シリンダ１０が作動と停止を繰り返す現象である。ハンチング現象について、図１１を用いて詳細に説明する。
　図１１は、比較例に係るシリンダ駆動装置３００の回路図である。シリンダ駆動装置１００の構成と同一の構成については同一の符号を付し、その説明を省略する。シリンダ駆動装置３００は、絞り弁７０ａ及び絞り弁７０ｂ（図４参照）を備えていない点において、シリンダ駆動装置１００と異なる。
　まず、ハンチング現象が生じない条件下でのシリンダ駆動装置３００の動作を説明する。具体的には、ピストンロッド１３が負荷による外力を収縮方向に受けている状態（図２に示す状態）で油圧シリンダ１０を伸長させる場合のシリンダ駆動装置３００の動作を説明する。
　負荷による外力は、ピストンロッド１３を通じてピストン１２に収縮方向に作用するので、ピストン１２は、この外力によっては伸長方向に移動しない。反ロッド側室１１ａに供給される作動油は、この外力に抗して、ピストン１２を伸長方向に移動させる。
　メイン通路８０ａ内の圧力は、ポンプ２０の第１ポート２１ａから吐出される作動油によって高い状態で維持され、オペレートチェック弁６０ｂは開弁状態を維持する。したがって、ロッド側室１１ｂ内の作動油は、メイン通路８０ｂに排出され続け、油圧シリンダ１０は、停止することなく伸長し続ける。
　このように、ピストンロッド１３が負荷による外力を収縮方向に受けている状態（図２に示す状態）で油圧シリンダ１０を伸長させる場合には、油圧シリンダ１０は伸長し続ける。
　同様に、ピストンロッド１３が負荷による外力を伸長方向に受けている状態（図３に示す状態）で油圧シリンダ１０を収縮させる場合においても、油圧シリンダ１０は、停止することなく収縮し続ける。つまり、負荷による外力がピストンロッド１３に作用する方向と、油圧シリンダ１０の作動方向と、が一致しない場合には、ハンチング現象は生じない。
　次に、ハンチング現象が生じる条件下でのシリンダ駆動装置３００の動作を説明する。具体的には、ピストンロッド１３が負荷による外力を伸長方向に受けている状態（図３に示す状態）で油圧シリンダ１０を伸長させる場合のシリンダ駆動装置３００の動作を説明する。
　ポンプ２０が第１ポート２１ａから作動油を吐出した直後には、第１ポート２１ａからの作動油は、オペレートチェック弁６０ａを押し開き、油圧シリンダ１０の反ロッド側室１１ａに供給される。このとき、メイン通路８０ａの通路部８１ａ内の圧力が上昇し、オペレートチェック弁６０ｂが開弁する。ロッド側室１１ｂ内の作動油がメイン通路８０ｂに排出され、油圧シリンダ１０は伸長し始める。
　負荷による外力は、ピストンロッド１３を通じてピストン１２に伸長方向に作用するので、ピストン１２は、反ロッド側室１１ａに供給される作動油の圧力に加え、この外力を受けて伸長方向に移動する。負荷による外力が大きいほど、ピストン１２は高速で移動し、ロッド側室１１ｂ内からメイン通路８０ｂへ排出される作動油の流量が増加する。
　ピストン１２が油圧シリンダ１０を伸長させる方向へ高速で移動すると、メイン通路８０ａ内の作動油は、ピストン１２によって反ロッド側室１１ａに吸い込まれる。つまり、油圧シリンダ１０は、負荷による外力によって、ポンプのように機能し、メイン通路８０ａ内の作動油を吸い込む。
　油圧シリンダ１０がメイン通路８０ａから吸い込む作動油の流量が、ポンプ２０の最大吐出流量を超えると、ポンプ２０は、メイン通路８０ａ内の圧力を上昇させることができず、メイン通路８０ａの通路部８１ａ内の圧力が低下する。これにより、オペレートチェック弁６０ｂは閉弁し、ロッド側室１１ｂからメイン通路８０ｂへの作動油の排出が停止する。ピストン１２は停止し、油圧シリンダ１０は停止する。
　ピストン１２が停止すると、ピストン１２によるメイン通路８０ａから反ロッド側室１１ａへの作動油の吸い込みが停止する。メイン通路８０ａ内の圧力は、ポンプ２０によって上昇し、オペレートチェック弁６０ｂが開弁する。ロッド側室１１ｂ内の作動油がメイン通路８０ｂに排出され、油圧シリンダ１０は、再び伸長し始める。
　ピストン１２は、反ロッド側室１１ａに供給される作動油の圧力に加え、負荷による外力を受けて伸長方向に移動する。メイン通路８０ａ内の作動油は、ピストン１２によって反ロッド側室１１ａに吸い込まれ、メイン通路８０ａの通路部８１ａ内の圧力が低下する。オペレートチェック弁６０ｂは閉弁し、ロッド側室１１ｂからメイン通路８０ｂへの作動油の排出が停止する。ピストン１２は停止し、油圧シリンダ１０は再び停止する。
　このように、シリンダ駆動装置３００では、ピストンロッド１３が負荷による大きい外力を伸縮方向に受けている状態（図３に示す状態）で油圧シリンダ１０を伸長させる場合に、油圧シリンダ１０は伸長と停止とを繰り返す。
　同様に、ピストンロッド１３が負荷による大きい外力を収縮方向に受けている状態（図２に示す状態）で油圧シリンダ１０を収縮させる場合においても、油圧シリンダ１０は、伸長と停止とを繰り返す。つまり、シリンダ駆動装置３００では、負荷による外力がピストンロッド１３に作用する方向と、油圧シリンダ１０の作動方向と、が一致する場合に、ハンチング現象が生じる。
　図４を参照する。シリンダ駆動装置１００では、ロッド側室１１ｂからメイン通路８０ｂに排出される作動油の流れは絞り弁７０ｂによって絞られる。負荷による外力がピストンロッド１３に伸長方向に作用する状態で油圧シリンダ１０を伸長させても、油圧シリンダ１０のロッド側室１１ｂからメイン通路８０ｂに排出される作動油の流量の増加は制限される。ピストン１２によるメイン通路８０ａから反ロッド側室１１ａへの作動油の吸い込みを防止することができ、メイン通路８０ａ内の圧力の低下を防止することができる。したがって、油圧シリンダ１０の伸長動作時におけるハンチング現象を防止することができる。
　同様に、反ロッド側室１１ａからメイン通路８０ａに排出される作動油の流れは絞り弁７０ａによって絞られる。油圧シリンダ１０の反ロッド側室１１ａからメイン通路８０ａに排出される作動油の流量の増加は制限される。メイン通路８０ａ内の圧力の低下を防止することができ、油圧シリンダ１０の収縮動作時におけるハンチング現象を防止することができる。
　絞り弁７０ｂは、絞り弁７０ｂの開口面積が、油圧シリンダ１０のロッド側室１１ｂからメイン通路８０ｂに排出される作動油の流量の増加に応じて減少するように形成される。
　図５は、絞り弁７０ｂの模式断面図である。絞り弁７０ｂは、メイン通路８０ｂの通路部８３ｂに接続される第１ポート７１ａと、メイン通路８０ｂの通路部８２ｂに接続される第２ポート７２ａと、第１ポート７１ａと第２ポート７２ａとを連通する流路７３と、を有する。第１ポート７１ａは、第１ハウジング７１に形成される円形の孔からなる。第２ポート７２ａは、第２ハウジング７２に形成される円形の孔からなる。
　第２ハウジング７２は、第１ハウジング７１に対向する対向面７２ｂを有する。対向面７２ｂには、窪み部７２ｃが形成される。第１ポート７１ａは、窪み部７２ｃに連通する。
　第２ハウジング７２には、窪み部７２ｃの底面に開口する穴７２ｄが形成される。穴７２ｄの内径は、第２ポート７２ａの内径よりも大きく、第２ポート７２ａは穴７２ｄの底面７２ｅに開口する。窪み部７２ｃと穴７２ｄとによって、流路７３が形成される。穴７２ｄの底面７２ｅと第２ポート７２ａの内周面とによって、環状の弁座７２ｆが形成される。
　絞り弁７０ｂは、流路７３内に設けられる弁体７４と、弁体７４を弁座７２ｆから離座する方向に付勢するスプリング（付勢部材）７５と、を有する。スプリング７５は、例えばコイルスプリングである。
　弁体７４は、穴７２ｄの内径と略同じ外径を有する大径部７４ａと、大径部７４ａの外径よりも小さい外径を有する小径部７４ｂとを有する。大径部７４ａは、穴７２ｄ内に摺動自在に収容される。
　小径部７４ｂは、大径部７４ａから第２ポート７２ａに向かって突出する。大径部７４ａと小径部７４ｂとの間には、段部７４ｃが形成される。
　小径部７４ｂの基端部（大径部７４ａから連続する部分）の外径は、第２ポート７２ａの内径よりも大きい。小径部７４ｂの先端面の外径は、第２ポート７２ａの内径よりも小さい。小径部７４ｂの先端部は、テーパ状に形成される。弁体７４が弁座７２ｆに着座したときには、小径部７４ｂの先端面が第２ポート７２ａに進入し、小径部７４ｂの先端部が弁座７２ｆに接触する。
　スプリング７５は、弁体７４の段部７４ｃと穴７２ｄの底面７２ｅとの間に、圧縮された状態で設けられる。スプリング７５の復元力によって、弁体７４は、弁座７２ｆから離座する方向に付勢される。弁座７２ｆから離座する方向への弁体７４の移動は、第１ハウジング７１によって制限される。
　弁体７４には、大径部７４ａの端面に開口し大径部７４ａと小径部７４ｂとに亘って形成される穴７４ｄが形成される。大径部７４ａの端面には、穴７４ｄの内周面から大径部７４ａの外周面まで延在する溝７４ｅが形成される。溝７４ｅによって、弁体７４が第１ハウジング７１に押し付けられた状態においても穴７４ｄと窪み部７２ｃとが連通する。
　小径部７４ｂには、穴７４ｄの底面と小径部７４ｂとの先端面との間を貫通する絞り孔（第１絞り部）７４ｆが形成される。小径部７４ｂには、穴７４ｄの内周面と小径部７４ｂの外周面との間を貫通する絞り孔（第２絞り部）７４ｇが形成される。弁体７４が弁座７２ｆに着座した状態では、作動油は、第２ポート７２ａと穴７４ｄとの間を、絞り孔７４ｆを通じてのみ行き来し、絞り孔７４ｇを通じては行き来しない。
　ポンプ２０が停止している状態では、弁体７４には作動油の圧力が作用せず、弁体７４は、スプリング７５の付勢力によって弁座７２ｆから離される。ポンプ２０が第２ポート２１ｂから作動油を吐出する場合には、弁体７４は、第２ポート７２ａから流路７３を通じて第１ポート７１ａに向かう作動油の圧力と、スプリング７５の付勢力と、によって、弁座７２ｆから離される。
　負荷による外力がピストンロッド１３に収縮方向に作用している状態（図２に示す状態）において、ポンプ２０が第１ポート２１ａから作動油を吐出するときには、ポンプ２０は、負荷による外力に抗して油圧シリンダ１０を伸長させる（図６参照）。このとき、ロッド側室１１ｂからメイン通路８０ｂに排出される作動油の流量は少ない。
　図７に示すように、絞り弁７０ｂの第１ポート７１ａから供給される作動油は、スプリング７５の付勢力に抗して、弁体７４を弁座７２ｆに近づける。しかし、絞り弁７０ｂの第１ポート７１ａから供給される作動油の流量は少ないので、第１ポート７１ａと第２ポート７２ａの差圧は小さい。そのため、スプリング７５の付勢力によって弁体７４の移動が制限され、弁体７４は弁座７２ｆに着座しない。つまり、弁体７４は弁座７２ｆから離座した状態で維持される。
　絞り弁７０ｂの第１ポート７１ａと第２ポート７２ａとは、絞り孔７４ｆと絞り孔７４ｇとの両方を通じて連通する。つまり、絞り弁７０ｂの開口面積は、絞り孔７４ｆの開口面積と絞り孔７４ｇの開口面積との総和に相当する。絞り弁７０ｂの開口面積は大きく、絞り弁７０ｂによってメイン通路８０ｂにおける作動油の流れに付与される抵抗は小さい。したがって、電動モータ３０の負荷を小さくすることができ、電動モータ３０の消費電力を低減することができる。
　また、電動モータ３０の負荷が小さくなるので、低出力の電動モータ３０を使用することができる。これにより、電動モータ３０、及び電動モータ３０に電力を供給するための電装品のコストを削減することができる。
　更に、絞り弁７０ｂによってメイン通路８０ｂにおける作動油の流れに付与される抵抗は小さいので、電動モータ３０の出力を上げることなく、油圧シリンダ１０の動作を高速化することができる。
　このときには、負荷による外力は、油圧シリンダ１０を伸長させる方向に作用しないので、油圧シリンダ１０がポンプのように機能してメイン通路８０ａ内の作動油を吸い込むことはない。そのため、メイン通路８０ａ内の圧力はポンプ２０によって高められ、オペレートチェック弁６０ｂは開弁状態を保つ。したがって、ハンチング現象は生じない。
　負荷による外力がピストンロッド１３に伸長方向に作用している状態（図３に示す状態）において、ポンプ２０が第１ポート２１ａから作動油を吐出するときには、ポンプ２０は、負荷による外力とともに油圧シリンダ１０を伸長させる（図８参照）。そのため、ロッド側室１１ｂからメイン通路８０ｂに排出される作動油の流量は増加する。
　図９に示すように、絞り弁７０ｂの第１ポート７１ａから供給される作動油は、スプリング７５の付勢力に抗して、弁体７４を弁座７２ｆに近づける。絞り弁７０ｂの第１ポート７１ａから供給される作動油の流量は多いので、第１ポート７１ａと第２ポート７２ａの差圧は大きい。そのため、弁体７４は、スプリング７５の付勢力に抗して、弁座７２ｆに着座する。
　絞り弁７０ｂの第１ポート７１ａと第２ポート７２ａとは、絞り孔７４ｆを通じてのみ連通し、絞り孔７４ｇは、第１ポート７１ａと第２ポート７２ａとを連通しない。つまり、絞り弁７０ｂの開口面積は、絞り孔７４ｆの開口面積に相当する。
　このとき、絞り弁７０ｂの開口面積は小さく、メイン通路８０ｂにおける作動油の流れが絞り弁７０ｂによってより絞られる。そのため、メイン通路８０ｂにおける作動油の流量の増加が制限され、油圧シリンダ１０がポンプのように機能してメイン通路８０ａ内の作動油を吸い込むのを防止することができる。したがって、メイン通路８０ａ内の圧力をポンプ２０によって高めることができ、オペレートチェック弁６０ｂを開弁状態に保つことができる。これにより、ハンチング現象を防止することができる。
　このときには、負荷による外力は、油圧シリンダ１０を伸長させる方向に作用するので、ポンプ２０の負荷は小さくて済む。したがって、電動モータ３０の負荷を小さくすることができ、電動モータ３０の消費電力を低減することができる。
　このように、シリンダ駆動装置１００では、ハンチング現象を生じさせるように外力が油圧シリンダ１０に作用する場合と、ハンチング現象を生じさせないように外力が油圧シリンダ１０に作用する場合と、で絞り弁７０ｂの開口面積が変化する。したがって、油圧シリンダ１０の伸長動作時において、電動モータ３０の消費電力を低減するとともに、ハンチング現象を防止することができる。
　絞り弁７０ａは、絞り弁７０ｂと同様に、絞り弁７０ａの開口面積が、油圧シリンダ１０の反ロッド側室１１ａからメイン通路８０ａに排出される作動油の流量の増加に応じて減少するように形成される。したがって、油圧シリンダ１０の収縮動作時において、電動モータ３０の消費電力を低減するとともに、ハンチング現象を防止することができる。
　絞り弁７０ａの構造は、絞り弁７０ｂの構造とほぼ同じであるため、その説明を省略する。
　絞り弁７０ｂは、油圧シリンダ１０がメイン通路８０ａから吸い込む作動油の流量がポンプ２０の最大吐出流量に達したときに絞り弁７０ｂの開口面積が減少するように設定される。
　油圧シリンダ１０がメイン通路８０ａから吸い込む作動油の流量がポンプ２０の最大吐出流量に達するまでは、絞り弁７０ｂの開口面積は大きい。したがって、電動モータ３０の負荷は小さく、電動モータ３０の消費電力を低減することができる。
　油圧シリンダ１０がメイン通路８０ａから吸い込む作動油の流量がポンプ２０の最大吐出流量に達するときには、絞り弁７０ｂの開口面積が減少し、絞り弁７０ｂは、流量の増加を制限する。したがって、油圧シリンダ１０がポンプのように機能してメイン通路８０ａ内の作動油を吸い込むのを防止することができ、ハンチング現象を防止することができる。
　絞り弁７０ｂの設定は、スプリング７５のばね定数、絞り孔７４ｆの開口面積、絞り孔７４ｇの開口面積を変更することによって変更可能である。
　絞り弁７０ａは、絞り弁７０ｂと同様に、油圧シリンダ１０がメイン通路８０ｂから吸い込む作動油の流量がポンプ２０の最大吐出流量に達したときに絞り弁７０ａの開口面積が減少するように設定される。
　絞り孔７４ｇの開口面積は、絞り孔７４ｆの開口面積よりも大きい。そのため、絞り孔７４ｆと絞り孔７４ｇとの両方が第１ポート７１ａと第２ポート７２ａとを連通する場合の絞り弁７０ｂの開口面積と、絞り孔７４ｆのみが第１ポート７１ａと第２ポート７２ａとを連通する場合の絞り弁７０ｂの開口面積と、の差が拡大する。したがって、絞り弁７０ｂの開口面積を、油圧シリンダ１０のロッド側室１１ｂからメイン通路８０ｂに排出される作動油の流量の上昇に応じて、より減少させることができる。
　油圧シリンダ１０、ポンプ２０、電動モータ３０、タンク４０、各種通路、及び各種弁は、１つのユニット（図１参照）を構成する。そのため、油圧シリンダ１０に配管等を接続することなく、電動モータ３０に電力を供給するだけで、油圧シリンダ１０を作動させることができる。したがって、シリンダ駆動装置１００の操作性が向上する。
　油圧シリンダ１０、ポンプ２０、電動モータ３０、タンク４０、各種通路、及び各種弁は、ユニットを構成しなくてもよい。例えば、ポンプ２０が油圧シリンダ１０から離れた位置に設置され、ポンプ２０と油圧シリンダ１０とが配管を通じて接続されていてもよい。
　次に、シリンダ駆動装置１００及び回動装置１０００の動作について、図１から図９を参照して説明する。
　電動モータ３０の出力軸３１を正方向Ｒ１に回転させると、ポンプ２０は、第１ポート２１ａから作動油を吐出する。ポンプ２０からの作動油は、オペレートチェック弁６０ａを押し開いて、絞り弁７０ａに導かれる。
　絞り弁７０ａの弁体は、弁座から離座する方向に作動油から力を受け、弁座から離座した状態を維持する。絞り弁７０ａは、絞り孔７４ｆ及び絞り孔７４ｇを通じてメイン通路８０ａの通路部８２ａと通路部８３ａとを連通する。メイン通路８０ａの通路部８２ａ内の作動油は絞り弁７０ａの絞り孔７４ｆ及び絞り孔７４ｇを通じて油圧シリンダ１０の反ロッド側室１１ａに供給される。
　このとき、絞り弁７０ａの開口面積は、絞り孔７４ｆの開口面積と絞り孔７４ｇの開口面積との総和に相当し、絞り弁７０ａによってメイン通路８０ａにおける作動油の流れに付与される抵抗は小さい。
　また、メイン通路８０ａの通路部８１ａ内の圧力が上昇し、オペレートチェック弁６０ｂは開弁する。油圧シリンダ１０のロッド側室１１ｂ内の作動油は、メイン通路８０ｂに排出され、油圧シリンダ１０が伸長する。メイン通路８０ｂに排出された作動油は、ポンプ２０の第２ポート２１ｂに導かれる。
　負荷による外力がピストンロッド１３に収縮方向に作用している状態（図１及び図２に示す状態）では、ピストン１２は、この外力によっては伸長方向に移動しない。ロッド側室１１ｂからメイン通路８０ｂに排出される作動油の流量は少なく、絞り弁７０ｂの弁体７４は、弁座７２ｆから離座した状態を維持する（図６及び図７参照）。メイン通路８０ｂの通路部８３ｂ内の作動油は絞り弁７０ｂの絞り孔７４ｆ及び絞り孔７４ｇを通じてメイン通路８０ｂの通路部８２ｂに導かれる。
　絞り弁７０ｂは、絞り孔７４ｆ及び絞り孔７４ｇを通じてメイン通路８０ｂの通路部８３ｂと通路部８２ｂとを連通するので、絞り弁７０ｂの開口面積は大きく、絞り弁７０ｂによってメイン通路８０ｂにおける作動油の流れに付与される抵抗は小さい。
　メイン通路８０ａ及びメイン通路８０ａにおける作動油の流れに付与される抵抗は小さいので、電動モータ３０の負荷を小さくすることができる。したがって、電動モータ３０の消費電力を低減することができる。
　負荷による外力は、油圧シリンダ１０を伸長させる方向に作用しないので、絞り弁７０ｂの開口面積が大きくても、ハンチング現象は生じない。
　油圧シリンダ１０の伸長に伴って、負荷による外力は、ピストンロッド１３に伸長方向に作用し始める（図３参照）。ピストン１２は、この外力によっても伸長方向に移動する。ロッド側室１１ｂからメイン通路８０ｂに排出される作動油の流量は増加し、絞り弁７０ｂの弁体７４は、スプリング７５の付勢力に抗して、弁座７２ｆに着座する（図８及び図９参照）。
　絞り弁７０ｂは、絞り孔７４ｆのみを通じてメイン通路８０ｂの通路部８３ｂと通路部８２ｂとを連通する。絞り弁７０ｂの開口面積は、絞り孔７４ｆの開口面積に相当し、メイン通路８０ｂにおける作動油の流れは絞り弁７０ｂによって絞られる。
　メイン通路８０ｂにおける作動油の流量の増加が制限され、油圧シリンダ１０がポンプのように機能してメイン通路８０ａ内の作動油を吸い込むのを防止することができる。メイン通路８０ａ内の圧力をポンプ２０によって高めることができ、オペレートチェック弁６０ｂを開弁状態に保つことができる。したがって、ハンチング現象を防止することができる。
　このときには、負荷による外力は、油圧シリンダ１０を伸長させる方向に作用するので、ポンプ２０の負荷は小さくて済む。したがって、電動モータ３０の負荷を小さくすることができ、電動モータ３０の消費電力を低減することができる。
　このように、シリンダ駆動装置１００では、電動モータ３０の消費電力を低減するとともに、ハンチング現象を防止することができる。
　油圧シリンダ１０の収縮動作については、伸長動作とほぼ同じであるため、ここでは、その説明を省略する。
　図１０は、変形例に係るシリンダ駆動装置２００の回路図である。シリンダ駆動装置２００は、オペレートチェック弁６０ａ及び絞り弁７０ａ（図４参照）を備えていない点において、シリンダ駆動装置１００と主に異なる。シリンダ駆動装置２００においても、伸長動作時におけるハンチング現象を防止することができる。
　図示を省略するが、シリンダ駆動装置は、オペレートチェック弁６０ａ及び絞り弁７０ａ（図４参照）を備え、オペレートチェック弁６０ｂ及び絞り弁７０ｂを備えていなくてもよい。この場合には、収縮動作時におけるハンチング現象を防止することができる。
　以下、本発明の実施形態の構成、作用、及び効果をまとめて説明する。
　本実施形態では、シリンダ駆動装置１００，２００は、電動モータ３０と、電動モータ３０によって駆動され、作動油を吐出するポンプ２０と、それぞれがポンプ２０に接続され、ポンプ２０からの作動油が選択的に導かれるメイン通路８０ａ及びメイン通路８０ｂと、メイン通路８０ａ及びメイン通路８０ｂに接続され、メイン通路８０ａ及びメイン通路８０ｂの一方から供給される作動油によって作動するとともに作動時にメイン通路８０ａ及びメイン通路８０ｂの他方に作動油を排出する油圧シリンダ１０と、メイン通路８０ｂ及びメイン通路８０ａに設けられ、ポンプ２０から油圧シリンダ１０へ向かう作動油の流れを許容する一方、油圧シリンダ１０からポンプ２０へ向かう作動油の流れをメイン通路８０ａ及びメイン通路８０ｂ内の圧力の上昇に応じて許容するオペレートチェック弁６０ｂ及びオペレートチェック弁６０ａと、メイン通路８０ｂ及びメイン通路８０ａにおける油圧シリンダ１０とオペレートチェック弁６０ｂ及びオペレートチェック弁６０ａとの間に設けられ、油圧シリンダ１０からオペレートチェック弁６０ｂ及びオペレートチェック弁６０ａへ向かう作動油の流れを絞る絞り弁７０ｂ及び絞り弁７０ａと、を備え、絞り弁７０ｂ及び絞り弁７０ａの開口面積は、油圧シリンダ１０からメイン通路８０ｂ及びメイン通路８０ａに排出される作動油の流量の上昇に応じて減少する。
　この構成では、絞り弁７０ｂ及び絞り弁７０ａの開口面積は、油圧シリンダ１０からメイン通路８０ｂ及びメイン通路８０ａに排出される作動油の流量の上昇に応じて減少する。負荷による外力がハンチング現象を生じさせないように油圧シリンダ１０に作用する場合には、油圧シリンダ１０からメイン通路８０ｂ及びメイン通路８０ａに排出される作動油の流量は少ない。そのため、絞り弁７０ｂ及び絞り弁７０ａの開口面積は大きく、電動モータ３０の負荷を小さくすることができる。負荷による外力がハンチング現象を生じさせるように油圧シリンダ１０に作用する場合には、油圧シリンダ１０からメイン通路８０ｂ及びメイン通路８０ａに排出される作動油の流量は増加する一方で、絞り弁７０ｂ及び絞り弁７０ａの開口面積は減少する。メイン通路８０ｂ及びメイン通路８０ａにおける作動油の流量の増加が制限され、油圧シリンダ１０がポンプ２０のように機能するのを防止することができる。したがって、電動モータ３０の電力を低減するとともに、ハンチング現象を防止することができる。
　また、本実施形態では、絞り弁７０ｂ及び絞り弁７０ａは、油圧シリンダ１０がメイン通路８０ａ及びメイン通路８０ｂから吸い込む作動油の流量がポンプ２０の最大吐出流量に達したときに開口面積が減少するように設定される。
　この構成では、絞り弁７０ｂ及び絞り弁７０ａの開口面積は、油圧シリンダ１０がメイン通路８０ａ及びメイン通路８０ｂから吸い込む作動油の流量がポンプ２０の最大吐出流量に達したときに減少する。油圧シリンダ１０がメイン通路８０ａ及びメイン通路８０ｂから吸い込む作動油の流量がポンプ２０の最大吐出流量に達するまでは絞り弁７０ｂ及び絞り弁７０ａの開口面積は大きい。したがって、電動モータ３０の負荷は小さく、電動モータ３０の消費電力を低減することができる。また、油圧シリンダ１０がメイン通路８０ａ及びメイン通路８０ｂから吸い込む作動油の流量がポンプ２０の最大吐出流量に達するときには、絞り弁７０ｂ及び絞り弁７０ａの開口面積が減少し、流量の増加を制限する。したがって、油圧シリンダ１０がポンプ２０のように機能するのを防止することができ、ハンチング現象を防止することができる。
　また、本実施形態では、絞り弁７０ｂ及び絞り弁７０ａは、油圧シリンダ１０に接続される第１ポート７１ａと、オペレートチェック弁６０ｂ及びオペレートチェック弁６０ａに接続される第２ポート７２ａと、第１ポート７１ａと第２ポート７２ａとを連通する流路７３と、流路７３に設けられる弁座７２ｆと、流路７３に設けられ弁座７２ｆに離着座する弁体７４と、弁体７４を弁座７２ｆから離座させる方向に弁体７４を付勢するスプリング７５と、弁体７４に形成され、第１ポート７１ａと第２ポート７２ａとを連通する絞り孔７４ｆと、弁体７４に形成され、弁体７４が弁座７２ｆから離座した状態において第１ポート７１ａと第２ポート７２ａとを連通し弁体７４が弁座７２ｆに着座した状態において第１ポート７１ａと第２ポート７２ａとの連通を遮断する絞り孔７４ｇと、を有することを特徴とする。
　この構成では、絞り弁７０ｂ及び絞り弁７０ａは、絞り孔７４ｆと、絞り孔７４ｇと、を有する。絞り孔７４ｆが常に第１ポート７１ａと第２ポート７２ａに連通する一方で、絞り孔７４ｇは、弁体７４が弁座７２ｆから離座している状態において第１ポート７１ａと第２ポート７２ａとに連通し弁体７４が弁座７２ｆに着座した状態において第１ポート７１ａと第２ポート７２ａとの連通を遮断する。絞り弁７０ｂ及び絞り弁７０ａの開口面積は、絞り孔７４ｆの開口面積と絞り孔７４ｇの開口面積との総和に相当するので、弁体７４の状態に応じて、絞り弁７０ｂ及び絞り弁７０ａの開口面積が変化する。スプリング７５は、弁体７４を弁座７２ｆから離座させる方向に付勢するので、第１ポート７１ａから第２ポート７２ａへ向かう作動油の流量に応じて弁体７４は弁座７２ｆに離着座する。したがって、絞り弁７０ｂ及び絞り弁７０ａの開口面積を、油圧シリンダ１０からメイン通路８０ｂ及びメイン通路８０ａに排出される作動油の流量の上昇に応じて減少させることができる。
　本実施形態では、絞り孔７４ｇの開口面積は絞り孔７４ｆの開口面積よりも大きい。
　この構成では、絞り孔７４ｇの開口面積は絞り孔７４ｆの開口面積よりも大きい。絞り孔７４ｇと絞り孔７４ｆとの両方が第１ポート７１ａと第２ポート７２ａとを連通する場合の絞り弁７０ｂ及び絞り弁７０ａの開口面積と、絞り孔７４ｆのみが第１ポート７１ａと第２ポート７２ａとを連通する場合の絞り弁７０ｂ及び絞り弁７０ａの開口面積と、の差が大きい。したがって、絞り弁７０ｂ及び絞り弁７０ａの開口面積を、油圧シリンダ１０からメイン通路８０ｂ及びメイン通路８０ａに排出される作動油の流量の上昇に応じて、より減少させることができる。
　以上、本発明の実施形態について説明したが、上記実施形態は本発明の適用例の一部を示したに過ぎず、本発明の技術的範囲を上記実施形態の具体的構成に限定する趣旨ではない。
　（１）上記実施形態によるシリンダ駆動装置１００，２００は、作動流体として、作動油を使用しているが、作動油の代わりに水や水溶液等の非圧縮性流体を使用してもよい。
　（２）回動装置１０００では、対象物Ｗは、アーム部材２の端部２ａに取り付けられる。アーム部材２が回動対象物であってもよい。また、アーム部材２に代えて、甲板といった板状の部材を回動させてもよい。
　（３）上記実施形態によるシリンダ駆動装置１００，２００では、オペレートチェック弁６０ｂとして、メイン通路８０ｂにおける作動油の流れの許容及び遮断をパイロット圧により切り換える切換弁を用いてもよい。この場合、切換弁は、メイン通路８０ｂの通路部８１ｂ又はメイン通路８０ａの圧力の上昇に応じてメイン通路８０ｂにおける作動油の流れを許容し、これらの圧力の両方の低下に応じてメイン通路８０ｂにおける作動油の流れを遮断する。シリンダ駆動装置１００では、オペレートチェック弁６０ｂと同様に、オペレートチェック弁６０ａとして、メイン通路８０ａにおける作動油の流れの許容及び遮断をパイロット圧により切り換える切換弁を用いてもよい。
　本願は２０１６年６月３０日に日本国特許庁に出願された特願２０１６－１３０５４４に基づく優先権を主張し、この出願の全ての内容は参照により本明細書に組み込まれる。

Claims (4)

  1. 　シリンダ駆動装置であって、
    　電動モータと、
    　前記電動モータによって駆動され、作動流体を吐出するポンプと、
    　それぞれが前記ポンプに接続され、前記ポンプからの作動流体が選択的に導かれる第１通路及び第２通路と、
    　前記第１通路及び前記第２通路に接続され、前記第１通路及び前記第２通路の一方から供給される作動流体によって作動するとともに作動時に前記第１通路及び前記第２通路の他方に作動流体を排出する流体圧シリンダと、
    　前記第２通路に設けられ、前記ポンプから前記流体圧シリンダへ向かう作動流体の流れを許容する一方、前記流体圧シリンダから前記ポンプへ向かう作動流体の流れを前記第１通路内の圧力の上昇に応じて許容する制御弁と、
    　前記第２通路における前記流体圧シリンダと前記制御弁との間に設けられ、前記流体圧シリンダから前記制御弁へ向かう作動流体の流れを絞る絞り弁と、を備え、
    　前記絞り弁の開口面積は、前記流体圧シリンダから前記第２通路に排出される作動流体の流量の上昇に応じて減少する
    シリンダ駆動装置。
  2. 　請求項１に記載のシリンダ駆動装置であって、
    　前記絞り弁は、前記流体圧シリンダが前記第１通路から吸い込む作動流体の流量が前記ポンプの最大吐出流量に達したときに前記開口面積が減少するように設定される
    シリンダ駆動装置。
  3. 　請求項１に記載のシリンダ駆動装置であって、
    　前記絞り弁は、
    　　前記流体圧シリンダに接続される第１ポートと、
    　　前記制御弁に接続される第２ポートと、
    　　前記第１ポートと前記第２ポートとを連通する流路と、
    　　前記流路に設けられる弁座と、
    　　前記流路に設けられ前記弁座に離着座する弁体と、
    　　前記弁体を前記弁座から離座させる方向に前記弁体を付勢する付勢部材と、
    　　前記弁体に形成され、前記第１ポートと前記第２ポートとを連通する第１絞り部と、
    　　前記弁体に形成され、前記弁体が前記弁座から離座した状態において前記第１ポートと前記第２ポートとを連通し前記弁体が前記弁座に着座した状態において前記第１ポートと前記第２ポートとの連通を遮断する第２絞り部と、を有する
    シリンダ駆動装置。
  4. 　請求項３に記載のシリンダ駆動装置であって、
    　前記第２絞り部の開口面積は前記第１絞り部の開口面積よりも大きい
    シリンダ駆動装置。
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