WO2015115106A1 - 液圧式打撃装置 - Google Patents

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liner
front chamber
piston
hydraulic
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匡弘 小泉
村上　進
年雄 松田
後藤　智宏
駿介 越後谷
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Furukawa Rock Drill Co Ltd
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    • B25D2222/72—Stone, rock or concrete

Definitions

  • the present invention relates to a hydraulic hitting device such as a rock drill or a breaker.
  • the hydraulic striking device described in Patent Document 1 includes a piston having a large diameter portion at the center in the axial direction and small diameter portions formed before and after the large diameter portion.
  • the piston is slidably fitted into the cylinder, so that a front chamber and a rear chamber are defined between the outer peripheral surface of the piston and the inner peripheral surface of the cylinder.
  • the front chamber is always communicated with the high pressure circuit, while the rear chamber is alternately communicated with the high pressure circuit and the low pressure circuit by the switching valve mechanism.
  • Patent Document 2 discloses a hydraulic striking device that switches a front chamber and a rear chamber alternately between a high-pressure circuit and a low-pressure circuit (hereinafter, also referred to as “front and rear chamber alternate switching method”). .
  • the front chamber is switched to the low pressure circuit when the piston moves forward, so that the hydraulic oil on the front chamber side does not resist the movement of the piston in the striking direction. Therefore, it is suitable for improving the hitting efficiency.
  • the inventors of the present invention found that the problem of cavitation in the anterior chamber is that the anterior chamber becomes a low pressure when the piston moves forward because the anterior chamber is switched to a low pressure circuit when the piston moves forward. I thought. That is, in addition to the above-mentioned “front and rear chamber alternate switching method” in which the front chamber becomes low pressure when the piston moves forward, the “front chamber alternate switching method” in which the rear chamber is always connected to high pressure and the front chamber is alternately switched between high pressure and low pressure. (For example, see Patent Document 3), there is a similar problem.
  • the present invention has been made paying attention to such problems, and prevents or suppresses cavitation in the front chamber in a hydraulic striking device that switches the front chamber to a low pressure circuit when the piston moves forward. It is an object of the present invention to provide a hydraulic striking device to be obtained.
  • a cushion chamber is provided in the front chamber as a braking mechanism in order to prevent the large-diameter portion of the piston from colliding with the cylinder at the piston front stroke end. Things have been done.
  • a cushion chamber is provided in the front chamber in FIG. 7
  • a liquid chamber space filled with hydraulic oil is defined at the rear portion of the front chamber liner 130, and this liquid chamber space is defined as the front chamber.
  • the cushion chamber 103 communicates with 102.
  • the cushion chamber 103 restricts the movement of the piston 120 by closing the liquid chamber when the large-diameter portion 121 of the piston 120 enters the cushion chamber 103. At this time, if the pressure oil flows out from the cushion chamber 103 toward the front chamber 102 at a high speed, local cavitation occurs at a location where the flow velocity of the pressure oil is high.
  • the hydraulic striking device is a hydraulic striking device that strikes a striking rod by moving a piston slidingly fitted in a cylinder back and forth.
  • a front chamber and a rear chamber defined between the outer peripheral surface of the piston and the inner peripheral surface of the cylinder and spaced apart from each other; and switching the front chamber to a low-pressure circuit when the piston moves forward
  • the second drain circuit is a drain circuit (hereinafter referred to as a “first drain circuit”) that guides hydraulic fluid passing through the liner bearing portion of the front chamber liner to the low pressure circuit. Since it is provided separately from the drain circuit portion and passes through a portion other than the liner bearing portion, the hydraulic oil in the cushion chamber can be leaked from the portion other than the liner bearing portion to the low pressure circuit. Therefore, when the pressure oil is compressed in the cushion chamber and becomes an ultra-high pressure state, such as in the “shank rod forward state”, the hydraulic oil that flows out of the cushion chamber in the front chamber liner is removed from the liner bearing part. From this point, it is possible to escape to the “second drain circuit”. The second drain circuit leaks hydraulic oil from a location other than the liner bearing portion to the low pressure circuit, so that the necessary clearance can be maintained in the liner bearing portion, and the impact efficiency during normal striking can be reduced as much as possible. Can be prevented.
  • first drain circuit a drain circuit that guides hydraulic fluid passing through the liner bearing portion of the front
  • the adiabatic compression in the cushion chamber is reduced according to the hydraulic striking device according to the first aspect of the present invention. Therefore, the oil temperature rise of the hydraulic oil is also suppressed. Furthermore, since the flow velocity of the hydraulic oil flowing into the front chamber is reduced, the occurrence of local cavitation is suppressed.
  • the front chamber is switched to a high pressure by the switching valve mechanism, since cavitation is suppressed, heat generation due to the compression of cavitation is mitigated, and the rise in hydraulic oil temperature can be dramatically reduced. Therefore, expansion of the copper alloy part of the liner for the front chamber accompanying this is also eased.
  • the pressure oil supplied to the front chamber by valve switching is cushioned from the gap between the inner diameter of the rear liner and the large diameter portion of the piston. It is fed into the room and the piston turns backward. At this time, a part of the pressure oil is discharged from the “second drain circuit”, so that the pressure rise in the cushion chamber is moderate. Therefore, the retreat speed of the piston becomes slow, and the number of hits per hour in the “shank rod advance state” decreases, so that the oil temperature rise in the front chamber is mitigated.
  • the second drain circuit is a hydraulic oil in the cushion chamber via one or a plurality of communication holes passing through a portion other than the liner bearing portion.
  • the total passage area of the one or more communication holes is the clearance amount of the liner bearing portion (inner and outer diameter directions between the small diameter portion of the piston and the sliding surface of the inner periphery of the front liner). Is preferably set to an area within a predetermined range defined in the following (Equation 1).
  • the front chamber liner communicates with the cushion chamber as the one or a plurality of communication holes and is separated in the circumferential direction and in the radial direction. And a slit formed in the outer circumferential surface of the front chamber liner along the axial direction so as to communicate with the radial communication path in accordance with the position of the radial communication path.
  • a drain port communicating with the axial communication path is formed between the outer peripheral surface on the front end side of the liner for the front chamber and the inner peripheral surface of the cylinder.
  • the drain port is connected to a low-pressure port that is always in communication with the low-pressure circuit, and the second drain circuit supplies hydraulic oil in the cushion chamber to the radial communication passage, the axial communication passage, and the drain. Port this It is preferable that always communicates with the low pressure circuit in communication with.
  • Such a configuration eliminates the need for a dedicated low-pressure port for the “second drain circuit”, which is suitable for providing the “second drain circuit” while simplifying the structure.
  • the hydraulic striking device is a hydraulic striking device that strikes a striking rod by moving a piston fitted in the cylinder back and forth.
  • a front chamber and a rear chamber defined between the outer peripheral surface of the piston and the inner peripheral surface of the cylinder and spaced apart from each other; and switching the front chamber to a low-pressure circuit when the piston moves forward
  • the front chamber liner is composed of a front liner and a rear liner which are divided into two parts in the axial direction, and the front liner is made of a copper alloy and serves as a bearing member that supports sliding of the piston,
  • the rear liner is more functional than the front liner. Characterized in that the strength is made higher alloy.
  • the front chamber liner in front of the front chamber is divided into a front liner on the front side and a rear liner on the rear side, and the front liner is made of a copper alloy. Since the rear liner is made of an alloy having higher mechanical strength than the front liner, the cavitation erosion is made of an alloy having higher mechanical strength than the front liner.
  • the bearing function for receiving and supporting the piston by the rear liner can be received by the front liner made of copper alloy. Therefore, while maintaining the piston sliding support function as a required bearing on the front chamber side with the front liner, the rear liner on the front chamber side resists the impact pressure caused by the disappearance of cavitation in the front chamber, and is resistant to erosion. Can be increased. Therefore, the malfunction caused by cavitation erosion in the front chamber can be minimized.
  • the cavitation erosion in the front chamber is unevenly distributed on the farthest side in the circumferential direction with respect to the opening of the front chamber passage through which the hydraulic oil in the front chamber is supplied and discharged. It was confirmed that this occurred.
  • the cylinder inner surface has a front chamber port formed in an annular shape facing the outer peripheral surface on the rear side of the front chamber liner,
  • a front chamber passage for switching high and low pressures of hydraulic fluid in the front chamber is connected so as to communicate with the front chamber port, and the front chamber liner extends to a position facing the front chamber port, and It is preferable that a plurality of through-holes spaced in the circumferential direction are formed through the surface facing the anterior chamber port in the radial direction.
  • a front chamber port formed in an annular shape is provided on the inner surface of the cylinder, and a front chamber passage for switching between high and low pressures is connected so as to communicate with the front chamber port.
  • a plurality of through-holes extending in a radial direction are formed in a surface facing the front chamber port and extending in a radial direction on a surface facing the front chamber port, so that a plurality of through-holes in the rear liner are formed.
  • the holes serve as a dispersion region for the generated cavitation. Accordingly, cavitation generated inside the front chamber liner is dispersed before entering the front chamber port by the plurality of through holes of the rear liner.
  • the present inventors have devised the liquid chamber shape and volume of the cushion chamber to solve the problem of cavitation at the time of the sudden pressure fluctuation and the local cavitation, thereby reducing the pressure of the hydraulic oil in the front chamber. Suppressing the occurrence of cavitation at the time of reduction as much as possible. Even if cavitation occurs and erosion occurs, if erosion occurs in a place that does not affect the sliding with the piston, it is caused by cavitation erosion It was found that it was possible to minimize the damage and prevent it from being immediately hitless.
  • the hydraulic striking device is a hydraulic striking device that strikes a striking rod by moving a piston slidingly fitted in a cylinder back and forth.
  • a front chamber and a rear chamber defined between the outer peripheral surface of the piston and the inner peripheral surface of the cylinder and spaced apart from each other; and switching the front chamber to a low-pressure circuit when the piston moves forward
  • the cushion chamber includes a first annular portion on the rear end side, and the first annular portion. Than the first ring part formed adjacent to the front of And having a second annular parts of the diameter.
  • the cushion chamber is formed adjacent to the first annular portion on the rear end side and the front of the first annular portion. Since the second annular portion having a larger diameter than the annular portion is provided, the pressure drop of the hydraulic oil can be reduced by the volume expansion by the second annular portion 52 provided on the front side of the first annular portion. Therefore, the occurrence of cavitation in the front chamber 2 can be suppressed.
  • the front end surface forming the second annular portion is an orthogonal surface orthogonal to the axial direction.
  • cavitation in the front chamber can be prevented or suppressed in the hydraulic striking device that switches the front chamber to the low pressure circuit when the piston moves forward.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view of a main part of the liner for the front chamber of FIG. 2, in which FIG. 2 (a) is a cross-sectional view along the line AA in FIG. 2, FIG. It is CC sectional drawing. It is a perspective view of the back liner which constitutes the liner for front rooms of Drawing 2,
  • the figure (a) shows the 1st example, (b) shows the 2nd example, and (c) shows the 3rd example. Yes.
  • FIG. 5B is an example in which inner surface side annular grooves are provided in a plurality of through-hole portions
  • FIG. E view is shown.
  • the hydraulic striking device 1 is a “front / rear chamber alternating switching” striking device, and as shown in FIG. 1, the piston 20 is a solid cylindrical shaft member having a central axial direction. Large diameter portions 21 and 22 and small diameter portions 23 and 24 formed before and after the large diameter portions 21 and 22.
  • the piston 20 is slidably fitted into the cylinder 10 so that the front chamber 2 and the rear chamber 8 are defined between the outer peripheral surface 20g of the piston 20 and the inner peripheral surface 10n of the cylinder 10, respectively. Has been.
  • the step portion where the large-diameter portion 21 and the small-diameter portion 23 on the front side in the axial direction are connected is a pressure-receiving surface on the front chamber 2 side for applying thrust in the traveling direction of the piston 20,
  • the pressure receiving surface on the front chamber 2 side is a conical surface 26 that decreases in diameter from the large diameter portion 21 side toward the small diameter portion 23 side.
  • the step portion where the large-diameter portion 22 and the small-diameter portion 24 on the rear side in the axial direction are connected is a pressure receiving surface on the rear chamber 8 side, and in this embodiment, the pressure receiving surface on the rear chamber 8 side is large.
  • the end face on the diameter part 22 side is an orthogonal surface 27 orthogonal to the axial direction.
  • a control groove 25 is formed by a concave stepped portion.
  • the control groove 25 is connected to the switching valve mechanism 9 via a plurality of control ports.
  • the front chamber 2 and the rear chamber 8 are connected to the switching valve mechanism 9 via the high / low pressure switching ports 5 and 85, respectively.
  • the switching valve mechanism 9 allows hydraulic oil to be supplied and discharged at a desired timing, so that the front chamber 2 and the rear chamber 8 are alternately communicated with the high-pressure circuit 91 and the low-pressure circuit 92, respectively, and the pressure receiving surface is made of hydraulic oil.
  • a front head 6 and a back head 7 corresponding to a striking device such as a rock drill or a breaker are mounted on the front and rear of the cylinder 10, respectively.
  • the front chamber 2 has a front chamber liner 30 provided in front of the front chamber 2 and fitted to the cylinder inner peripheral surface 10n.
  • An annular seal retainer 32 is fitted to the cylinder inner peripheral surface 10 n on the front side of the front chamber liner 30.
  • packing or the like is fitted in a plurality of annular grooves 32a formed at appropriate positions on the inner and outer peripheral surfaces of the seal retainer 32, thereby preventing the hydraulic oil from leaking to the front of the front chamber 2.
  • the rear chamber 8 has a cylindrical rear chamber liner 80 provided behind the rear chamber 8 and fitted to the cylinder inner peripheral surface 10n.
  • the rear chamber liner 80 integrally includes a rear chamber defining portion 81, a bearing portion 82, and a seal retainer portion 83 in order from the front in the axial direction.
  • the rear chamber 8 is defined by a cylindrical space on the front inner periphery of the rear chamber defining portion 81, a liquid chamber space between the inner peripheral surface of the cylinder 10 and the outer peripheral surface of the small diameter portion of the piston 20.
  • a rear chamber passage 85 is connected to the inner peripheral surface of the cylinder 10 that defines the rear chamber 8.
  • the bearing portion 82 is in sliding contact with the outer peripheral surface of the small-diameter portion on the rear side of the piston 20 and pivotally supports the rear portion of the piston 20.
  • a drain communication hole 84 is formed in the radial direction between the bearing portion 82 and the seal retainer 83, and the communication hole 84 is connected to a rear chamber low pressure port (not shown).
  • the front chamber liner 30 is composed of a pair of front liner 40 and rear liner 50 in the axial direction. That is, in the present embodiment, the front chamber liner 30 is divided by the separate liners on the front side and the rear side in the axial direction. In the present embodiment, the front liner 40 is not provided with a liquid chamber, the liquid liner space is provided only in the rear liner 50, and the liquid chamber space formed in communication with the front chamber 2 at the rear portion of the rear liner 50. Is the cushion chamber 3.
  • the cushion chamber 3 has a liquid chamber as a closed space when the large-diameter portion 21 of the piston 20 intrudes. 20 movements are restricted.
  • the front liner 40 is made of a copper alloy, and has a flange portion 41 that protrudes in an annular shape toward the radially outer side at the front end portion, as shown in an enlarged view in FIG.
  • the rear portion is also a cylindrical bearing portion 42.
  • a drain port 45 having an annular shape is formed between the outer periphery of the flange portion 41 and the inner peripheral surface of the cylinder 10, and the drain port 45 is connected to a drain passage 49.
  • the front liner 40 has an outer circumferential surface of the small-diameter portion 23 of the piston 20 having a facing gap narrower than a predetermined facing gap (clearance between the outer diameter of the piston 20 and the inner diameter of the liner) of the small-diameter portion 54 on the inner periphery of the front end side of the rear liner 50. It is in sliding contact with 23g.
  • a plurality of annular oil grooves 40m are separated in the axial direction on the sliding contact surface 40n on the inner periphery of the front liner 40 to form a labyrinth.
  • the front liner 40 is not provided with a liquid chamber space other than the oil groove 40m, and serves as a bearing for slidingly supporting the piston 20.
  • the rear end surface 42t of the front liner 40 is in contact with the front end surface 50t of the rear liner 50, and a plurality of first end surface grooves 46 are provided on the rear end surface 42t of the front liner 40 so as to be spaced apart from each other in the circumferential direction.
  • a passage is formed along the radial direction.
  • the plurality of first end face grooves 46 are spaced apart in the circumferential direction and equally distributed at four locations (see FIG. 3B).
  • a plurality of slits 48 are formed as axial communication paths along the axial direction on the outer peripheral surface 42g of the cylindrical bearing portion 42 in accordance with the formation position of the first end surface groove 46. ing.
  • the plurality of slits 48 are equally arranged at four locations in accordance with the position of the first end face groove 46 (see FIG. 3A). Further, a plurality of second end face grooves 47 are formed as radial communication paths along the radial direction on the surface of the front liner 40 facing the rear side of the collar portion 41 in accordance with the positions of the plurality of slits 48. .
  • the plurality of second end surface grooves 47 communicate with the drain port 45 provided on the outer periphery of the flange portion 41 of the front liner 40.
  • the hydraulic oil in the cushion chamber 3 of the rear liner 50 is passed through the predetermined gap of the small-diameter portion 54 on the front end side of the rear liner 50, and further, “first end surface groove 46 to slit 48 to second end surface groove 47 to It is possible to escape to the drain passage 49 through the drain port 45 ".
  • this circuit functions as a “drain circuit”.
  • first drain circuit the drain circuit of pressure oil passing through the liner bearing portion (opposite clearance in the inner and outer diameter direction between the small diameter portion 23 of the piston 20 and the sliding contact surface 40 n on the inner periphery of the front liner 40).
  • second drain circuit the drain circuit of pressure oil
  • the passage areas of the first end face groove 46, slit 48, and second end face groove 47 are set to substantially equal areas.
  • the “total passage area of the communication holes” obtained by adding the passage areas of the plurality of communication holes is the “clearance amount of the liner bearing portion”.
  • it is set to an area within a predetermined range defined in the following (Equation 1), whereby the leak amount of pressure oil from the “second drain circuit” is limited to a predetermined amount.
  • the clearance amount of the liner bearing portion is an area of an annular clearance formed by a facing clearance in the inner and outer diameter direction between the small diameter portion 23 of the piston 20 and the sliding contact surface 40 n on the inner periphery of the front liner 40. is there. 0.1 Apf ⁇ A ⁇ 2.5 Apf (Formula 1) Where Apf: liner bearing clearance A: total passage area of communication hole
  • the rear liner 50 is made of an alloy having higher mechanical strength than the front liner 40 made of the copper alloy.
  • the mechanical strength of the alloy steel is improved by heat treatment of the alloy steel. For example, carburizing, quenching, and tempering can be performed on the case-hardened steel to form a hardened layer on the surface.
  • the rear liner 50 has a cylindrical shape, and the outer diameter of the cylindrical shape is the same as the outer diameter of the bearing portion 42 of the front liner 40.
  • the inner diameter of the rear liner 50 is such that the inner diameter of the inner peripheral portion 50n on the rear end side is a slidable contact surface with a slight gap from the large diameter portion 21 of the piston 20.
  • the dimension of the small-diameter portion 54 on the inner periphery of the front end side of the rear liner 50 is larger than the inner diameter dimension of the sliding contact surface 40 n on the inner periphery of the front liner 40, and the liner bearing described above with respect to the outer peripheral surface of the piston 20.
  • a predetermined facing gap larger than the clearance of the part is separated.
  • An annular front chamber port 4 is formed between the outer peripheral surface 50g on the rear side of the rear liner 50 and the inner peripheral surface of the cylinder 10, and the front chamber for switching the high and low pressures of the front chamber 2 to the front chamber port 4 is formed.
  • a passage 5 is connected.
  • the rear liner 50 of the present embodiment has the extending portion 55 that extends rearward from the front chamber port 4.
  • the rear liner 50 is formed with an outer surface-side annular groove 56 on the outer peripheral surface of the extending portion 55 at a position facing the front chamber port 4, and the inner periphery of the extending portion 55.
  • An inner surface side annular groove 57 is formed on the surface.
  • a plurality of circumferentially spaced through holes 58 are formed in the inner and outer annular grooves 56 and 57 in the radial direction.
  • the plurality of through holes 58 are equally arranged in the circumferential direction (in the example shown in FIG. 3C, the through holes 58 are equally arranged at 16 locations).
  • the shape of the plurality of through-holes 58 is not particularly limited. For example, as shown in FIG. 4 (a) or a rectangle (the corner is R-shaped) or an ellipse, as shown in FIG. 4 (b). Can do. If the through hole 58 has a “slot shape (long hole shape)” in which the circumferential direction is longer than the axial direction, such as a rectangle or an ellipse, the passage area of each through hole 58 is increased. This is preferable for reducing the generation of cavitation by suppressing the flow rate of the cavitation.
  • the rear liner 50 can be further divided.
  • a split structure is formed at the position of the rear side edge surface of the through-hole 58 having the “slot shape” shown in FIG. 4B, so that the rear liner (front) 63 and the rear liner ( The rear liner 50 is composed of the rear 64.
  • the column part 62 formed between the through holes 58 adjacent in the circumferential direction extends from the rear end of the rear liner (front) 63 toward the rear. It is a beam.
  • the cushion chamber 3 is formed on the inner peripheral surface on the rear side of the rear liner 50.
  • the cushion chamber 3 includes a first annular part 51 on the rear side in the axial direction and a second annular part 52 formed in front of the first annular part 51.
  • a portion where the first annular portion 51 and the second annular portion 52 are connected is a conical surface 59 whose diameter increases from the first annular portion 51 side toward the second annular portion 52 side.
  • the first annular portion 51 communicates with the inner surface side annular groove 57 over the entire circumference at the rear in the axial direction.
  • the first annular portion 51 has a diameter (small diameter) shallower than the depth (inner diameter) of the inner surface side annular groove 57, and the rear side thereof is formed adjacent to the front side of the inner surface side annular groove 57.
  • the second annular portion 52 has a larger diameter than the first annular portion 51, and the rear of the second annular portion 52 is formed adjacent to the front of the first annular portion 51.
  • An end surface on the front side that forms the second annular portion 52 is an orthogonal surface 53 that is orthogonal to the axial direction.
  • the rock drill has a shank rod 60 in front of the piston 20 of the hydraulic striking device 1.
  • the shank rod 60 has a spline 61 formed at the rear, and is supported by the front cover 70 so as to be slidable in the axial direction within a predetermined range.
  • the shank rod 60 is restricted in its rearward movement limit by a damper mechanism (not shown).
  • the rock drill includes a feed mechanism and a rotation mechanism (not shown), and the shank rod 60 can be rotated by a rotation mechanism meshing with the spline 61, and the cylinder 10 side of the hydraulic striking device 1 is a feed mechanism. Is fed according to the amount of crushing.
  • the hydraulic striking device 1 when hydraulic oil is supplied and discharged at a predetermined timing by the switching valve mechanism 9, the front chamber 2 and the rear chamber 8 are connected to the high and low pressure switching ports 5 and 85, respectively.
  • the high pressure circuit 91 and the low pressure circuit 92 are alternately communicated, whereby the piston 20 is repeatedly advanced and retracted in the cylinder 10. That is, in the hydraulic striking device 1, the hydraulic oil on the front chamber 2 side does not resist the movement of the piston in the striking direction due to the “front / rear chamber alternating switching system” striking. Therefore, it is suitable for improving the hitting efficiency.
  • the shank rod 60 moves forward from the normal striking position as shown in FIG.
  • a "shank rod advance state" occurs.
  • the cushion chamber 3 communicating with the front chamber 2 is provided.
  • the cushion chamber 3 restricts the movement of the piston by closing the liquid chamber when the large diameter portion 21 of the piston 20 enters the cushion chamber 3.
  • the end of the large diameter portion 21 of the piston 20 stays in the cushion chamber 3, so The large diameter portion 21 of the piston 20 can be prevented from colliding with the cylinder 10.
  • FIG. 7 shows a comparative example for this embodiment.
  • a shank rod 160 is disposed in front of the piston 120.
  • An annular front chamber port 104 is formed on the front side inside the cylinder 110, and an integrated front chamber liner 130 made of a copper alloy is fitted to the inner surface of the cylinder 110 in front of the front chamber port 104.
  • a liquid chamber space filled with hydraulic oil is defined at the rear portion of the front chamber liner 130, and the liquid chamber space is a cushion chamber 103 communicating with the front chamber 102.
  • the piston 120 hits the rear end of the shank rod 160 when the hitting efficiency is maximum.
  • a shock wave generated by the hit is propagated to the bit (not shown) at the tip through the rod on the tip of the shank rod 160 and used as drilling energy.
  • the bit does not land normally due to entering the hollow zone, the bit, the rod and the shank rod 160 are fastened with screws, so Thus, a state of projecting forward (a state in which the shank rod 160 has advanced from the normal striking position) occurs (hereinafter also referred to as “shank rod advance state”).
  • the cushion chamber 3 is defined as “one or more communication holes that pass through a portion other than the liner bearing portion” by the “second drain circuit”.
  • the hydraulic oil in the cushion chamber 3 is always communicated with the low-pressure circuit via a passage formed by the end face groove 46, the slit 48, and the second end face groove 47 ". That is, the cushion chamber 3 has the “second drain circuit” provided separately from the drain circuit that guides the hydraulic oil passing through the liner bearing portion of the liner 30 for the front chamber to the drain passage 49 that is a low-pressure circuit.
  • the pressure oil is compressed in the cushion chamber 3 to be in an ultrahigh pressure state, the hydraulic oil flowing out from the cushion chamber 3 in the front chamber liner 30 can be released from the “second drain circuit”.
  • the compression in the cushion chamber 3 is relieved, so that the increase in the oil temperature of the hydraulic oil is also suppressed. Furthermore, since the flow rate of the hydraulic oil flowing into the front chamber 2 is reduced, the occurrence of local cavitation is suppressed. Next, although the front chamber 2 is switched to a high pressure by the switching valve mechanism 9, since the cavitation is suppressed, heat generation due to the compression of the cavitation is mitigated, and the rise in the operating oil temperature can be dramatically reduced.
  • the expansion of the copper alloy portion of the front chamber liner 30 (in this embodiment, the front liner 40 constituting the front chamber liner 30) associated therewith is also relieved, so that the sliding contact location with the front chamber liner 30 is reduced.
  • the occurrence of “galling” of the piston 20 can be reduced.
  • the passage area due to the “first drain circuit” rapidly decreases due to the expansion due to the temperature rise, whereas the passage area due to the “second drain circuit” is hardly affected by the temperature rise.
  • the pressure oil supplied to the front chamber 2 by valve switching is larger than the inner diameter of the rear liner 50 and the piston 20.
  • the piston 20 is supplied into the cushion chamber 3 from the gap of the diameter portion 21 and turns backward. At this time, a part of the pressure oil is discharged from the “second drain circuit”. The pressure rise is moderate. Accordingly, the retreat speed of the piston 20 is slowed, and the number of hits per hour in the “shank rod advance state” is reduced, so that the oil temperature rise in the front chamber 2 is alleviated.
  • the total passage area of the passage composed of the “first end face groove 46 to the slit 48 to the second end face groove 47” as the plurality of communication holes is equal to the clearance amount of the liner bearing portion. Since it is set to an area within the predetermined range defined in Equation 1), while suppressing the reduction of the striking efficiency at the time of normal striking as much as possible, in the cushion chamber as in the “shank rod advance state”, etc. An increase in hot water temperature when the pressure oil is compressed to an ultra-high pressure state can be suppressed.
  • the second drain circuit of the present embodiment passes the hydraulic oil of the cushion chamber 3 through the first end surface groove 46 that is a radial communication path, the slit 48 that is an axial communication path, and the drain port 45 in this order. Therefore, since the drain passage 49 of the low pressure circuit is always in communication, a dedicated low pressure port is not required for the “second drain circuit”. Therefore, the “second drain circuit” can be provided while simplifying the structure.
  • the hydraulic striking device of the “front / rear chamber alternating switching method” causes a sudden pressure fluctuation of the hydraulic oil in the front chamber in a normal striking phase in which the piston reverses from the striking process in which the piston moves forward and shifts to the retreating process.
  • the hydraulic oil pressure fluctuation problem in the front chamber is not a serious problem in the hydraulic rear impact device of the “rear chamber alternate switching method” because the front chamber is always in communication with the high pressure circuit.
  • a negative pressure state occurs, so that cavitation is likely to occur. Also, erosion due to impact pressure due to the disappearance of cavitation is likely to occur.
  • a shank rod is arranged in front of the piston, and the piston moves forward to hit the rear end of the shank rod.
  • the hydraulic striking device of the “front / rear chamber alternate switching system” in the striking phase, when the front chamber is communicated with the low pressure circuit, when the piston strikes the shank rod, the piston is suddenly braked. At this time, even if the piston is suddenly braked, the hydraulic oil continues to flow out due to inertia, so a negative pressure state occurs in the front chamber. Therefore, cavitation tends to occur when the pressure of the hydraulic oil becomes lower than the saturated vapor pressure for a very short time.
  • the cushion chamber 3 is formed adjacent to the first annular portion 51 on the rear end side and the front of the first annular portion 51.
  • the second annular portion 52 having a diameter larger than that of the first annular portion 51, the pressure of the hydraulic oil is reduced by the volume expansion by the second annular portion 52 provided on the front side of the first annular portion 51. Can be relaxed. Therefore, the occurrence of cavitation in the front chamber 2 can be suppressed. Moreover, even if cavitation occurs, it is possible to suppress rupture and erosion. Therefore, it is more suitable for suppressing the hot water temperature rise.
  • the front end surface forming the second annular portion 52 of the cushion chamber 3 is an orthogonal surface 53 orthogonal to the axial direction, the cavitation is temporarily performed in the second annular portion 52 of the cushion chamber 3. Even if erosion occurs and erosion is reached, cavitation toward the front liner 40 side having a bearing function may be retained in the cushion chamber 3 by the orthogonal surface 53, and erosion may be generated at a location that does not affect sliding with the piston. it can. For this reason, it is possible to minimize a problem caused by cavitation erosion and to prevent an impossibility of hitting immediately.
  • the front chamber liner 30 is constituted by a front liner 40 and a rear liner 50 that are divided into two in the axial direction, and the front liner 40 is made of a copper alloy.
  • a liquid chamber space other than the oil groove 40m is not provided to provide a bearing member that supports the sliding of the piston 20, and the rear liner 50 is made of an alloy steel having a hardened layer formed on the surface thereof. Since the liquid chamber space that is communicated and filled with hydraulic oil is provided as the cushion chamber 3, the cavitation erosion is handled by the inner wall surface of the liquid chamber space of the cushion chamber 3 of the rear liner 50 made of high-hardness steel.
  • the bearing function for slidingly supporting the piston 20 can be handled by a copper alloy front liner 40 that does not provide a liquid chamber space.
  • the rear liner 50 resists the impact pressure caused by the disappearance of cavitation in the front chamber 2 and increases the resistance to erosion. be able to. Therefore, the malfunction caused by cavitation erosion can be minimized.
  • cavitation erosion in the front chamber is caused by the high and low pressure switching port that supplies and discharges hydraulic oil from the front chamber. It was confirmed that the occurrence was unevenly distributed on the farthest side in the circumferential direction with respect to the opening.
  • the front chamber port 4 formed in an annular shape is provided on the inner surface of the cylinder 10, and before the high and low pressures are switched so as to communicate with the front chamber port 4.
  • the rear liner 50 connected to the chamber passage 5 and constituting the front chamber liner 30 extends to a position facing the front chamber port 4 and is spaced circumferentially on a surface facing the front chamber port 4. Since the plurality of through holes 58 are formed so as to penetrate in the radial direction, the plurality of through holes 58 serve as a dispersion region of the generated cavitation.
  • cavitation generated inside the rear liner 50 constituting the front chamber liner 30 is dispersed before entering the front chamber port 4 by the plurality of through holes 58 formed in the rear liner 50. Therefore, even if cavitation occurs, the uneven distribution of cavitation in the portion farthest in the circumferential direction with respect to the opening of the opening of the front chamber passage 5 is alleviated. Therefore, intensive erosion in this portion can be effectively suppressed.
  • the rear side of the rear liner extends to the rear of the front chamber port, the occurrence of erosion on the cylinder inner diameter sliding surface can be prevented. Therefore, consumable parts due to erosion can be minimized.
  • the plurality of through holes 58 are provided in an inner surface side annular groove 57 formed on the inner peripheral surface of the extending portion 55, and the first annular portion 51 has an axial rear side. Since it communicates with the inner surface side annular groove 57 over the entire circumference, the cushioning effect by the cushion chamber 3 can be started at a desired position, and a reduction in impact efficiency can be prevented.
  • the large-diameter portion 21 of the piston 20 is directly connected to the through-hole 58. It will pass in sliding contact. Therefore, when the large-diameter portion 21 of the piston 20 passes through the portion of the through hole 58, the change in the pressure oil outflow passage area toward the low pressure side (the front chamber port 4 side) as shown in FIG. (The two-dot chain line in the figure shows an image of the process in which the large-diameter end ridge line passes). Therefore, the cushioning action is generated from the stage before entering the cushion chamber 3, and the impact efficiency is lowered.
  • the plurality of column portions 62 formed between the through holes 58 adjacent in the circumferential direction are cantilever beams.
  • the rear liner 50 is divided by dividing the rear liner 50 at the position of the rear side edge surface of the through hole 58 having a “slot shape”. It is preferable that the rear liner 50 is composed of 63 and the rear liner (rear) 64. That is, when a surge pressure is generated as the piston 20 reciprocates, in the case of a column portion having a double-sided structure as shown in FIG. Acts as Therefore, when erosion progresses in the column portion, the column portion may not withstand the tensile pressure and may be broken.
  • the hydraulic striking device 1 of the above embodiment has been described by taking the “front / rear chamber alternate switching system” striking device as an example.
  • the present invention is not limited to this, and the present invention switches the front chamber to the low pressure circuit when the piston moves forward. It can be applied to the hydraulic striking device.
  • the present invention can also be applied to a “front chamber alternate switching type” striking device as disclosed in Patent Document 3.
  • the rear chamber is always communicated with the high pressure circuit, while the front chamber is alternately communicated with the high pressure circuit and the low pressure circuit by the switching valve mechanism.
  • the front chamber communicates with the high-pressure circuit
  • the front and rear pressure receiving areas are made different so that the piston moves in the backward direction, whereby the forward and backward movement of the piston is repeated in the cylinder. Therefore, since the front chamber is switched to the low pressure circuit when the piston moves forward, the front chamber becomes a low pressure when the piston moves forward, and problems such as preventing the occurrence of galling of the piston due to the oil temperature rise in the front chamber are similar. Since it occurs in the mechanism, the present invention can be applied.
  • the front chamber liner 30 has been described as being configured by the front liner 40 and the rear liner 50 that are divided into the front and rear in the axial direction.
  • the present invention is not limited to this, and the comparative example of FIG.
  • the front chamber liner 30 may be constituted by a monolithic liner.
  • the rear liner 50 increases resistance to erosion against the impact pressure caused by the disappearance of cavitation in the front chamber 2.
  • the front chamber liner 30 is composed of a front liner 40 and a rear liner 50 that are divided in the longitudinal direction, and the rear liner 50 is an alloy having higher mechanical strength than the front liner 40. It is preferable to make it.
  • the rear liner 50 is made of “hardened steel” having a hardened layer formed on the surface by carburizing, quenching and tempering.
  • the back liner 50 should just be a product made from an alloy whose mechanical strength is higher than the front liner 40.
  • various curing treatments such as heat treatment, physical treatment, and chemical treatment can be employed.
  • various mechanical structural alloy steels can be employed in addition to chromium steel, chromium molybdenum steel, nickel chromium steel, and the like.
  • the mechanical strength is not limited to forming a hardened layer on the surface, the whole may be hardened using an alloy tool steel such as SKD, and the presence or absence of a hardening treatment is not limited, For example, an alloy such as stellite may be used.
  • the rear liner 50 extends to a position facing the front chamber port 4, and a plurality of through holes 58 spaced in the circumferential direction are formed on the surface facing the front chamber port 4 in the radial direction.
  • the position of the rear end of the front chamber liner 30 is not limited to this, as shown in the comparative example of FIG. It is also possible to set the length to the position in front of the chamber port 4.
  • the rear liner 50 is extended to a position facing the front chamber port 4 in order to more suitably mitigate the uneven distribution of cavitation in the portion farthest in the circumferential direction with respect to the opening of the front chamber passage 5.
  • a plurality of through holes 58 that are spaced apart in the circumferential direction are formed in the surface facing the front chamber port 4 so as to penetrate in the radial direction. Further, in order to prevent the occurrence of erosion at the inner diameter portion of the cylinder 10, it is preferable to extend the rear liner 50 to the rear side of the front chamber port 4.
  • the boundary portion between the front liner 40 and the rear liner 50 which is a position in front of the cushion chamber 3, is separated in the circumferential direction in the radial direction.
  • the first end surface groove 46 is formed along the first end surface groove 46, and a plurality of communication holes including “first end surface groove 46 to slit 48 to second end surface groove 47” are always communicated with the low-pressure circuit.
  • the “second drain circuit” is formed separately from the “first drain circuit” of the pressure oil passing through the liner bearing portion, and communicates with the cushion chamber 3 through a portion other than the liner bearing portion. If so, various modifications are possible.
  • the “second drain circuit” it is preferable to provide a plurality of communication holes at a position in front of the cushion chamber 3, but the plurality of communication holes are formed at the boundary between the front liner 40 and the rear liner 50. It is not limited to the department. The same applies to the case where the front chamber liner 30 is constituted by a monolithic liner, as well as the case where the front chamber liner 30 is constituted by the front liner 40 and the rear liner 50.
  • the front chamber liner 30 is constituted by the front liner 40 and the rear liner 50, an increase in the oil temperature in the cushion chamber 3 is suppressed, and the piston 20 at the sliding contact position with the front chamber liner 30 is suppressed.
  • a plurality of radial communication paths are formed at the boundary between the front liner 40 and the rear liner 50 so as to be circumferentially separated and penetrated along the radial direction. It is preferable to configure the “second drain circuit” so that the radial communication path is always in communication with the low-pressure circuit.
  • the cushion chamber 3 is configured from the first annular portion 51 and the second annular portion 52 having a larger diameter than the first annular portion 51 with respect to the liquid chamber shape and volume of the cushion chamber 3,
  • the front end surface forming the second annular portion 52 is the orthogonal surface 53 orthogonal to the axial direction
  • the present invention is not limited to this, and the liquid chamber shape of the cushion chamber 3 is, for example, illustrated in FIG. As shown in the comparative example of FIG. 7, it may be composed of only one annular portion.
  • the cushion chamber 3 is provided on the first annular portion 51 and on the front side of the first annular portion 51. It is preferable that the second annular portion 52 has a large volume. Moreover, you may comprise the front end surface which forms the 2nd ring part 52 by an inclined surface like the form shown in the comparative example of FIG. 7, for example. However, in order to more suitably suppress cavitation toward the front liner 40 having a bearing function, the front end surface forming the second annular portion 52 is preferably an orthogonal surface 53 orthogonal to the axial direction. .

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Abstract

　ピストン前進時に前室を低圧回路に切り替える方式の液圧式打撃装置において、前室用ライナとの摺接箇所でのピストンの「カジリ」の発生を低減する。前室（２）は、シリンダ（１０）の内面に嵌合された前室用ライナ（３０）を有する。前室用ライナ（３０）の後部の内周面には、前室（２）と連通して作動油が満たされる液室空間がクッション室（３）として形成されている。クッション室（３）は、前室用ライナ（３０）のライナ軸受部を通る作動油を低圧回路に導くドレン回路とは別個に設けられた第二のドレン回路（第一端面溝（４６）～スリット（４８）～第二端面溝（４７））を有する。

Description

液圧式打撃装置
　本発明は、さく岩機やブレーカ等の液圧式打撃装置に関する。
　この種の液圧式打撃装置としては、例えば特許文献１に記載の技術が知られている。
　特許文献１に記載の液圧式打撃装置は、軸方向中央の大径部と、その大径部の前後に形成された小径部とを有するピストンを備えている。そして、このピストンが、シリンダ内に摺嵌して設けられることで、ピストンの外周面とシリンダの内周面との間に前室と後室とがそれぞれ画成されている。
　前室は常時高圧回路に連通される一方、後室は切換弁機構により高圧回路と低圧回路のそれぞれに交互に連通される。後室が高圧回路に連通時は、打撃方向にピストンが移動するように前後の受圧面積を異ならせており、これにより、シリンダ内でピストンの前進および後退が繰返されるようになっている（以下、「後室交互切替方式」ともいう）。
　ところで、「後室交互切替方式」を採用する特許文献１記載の液圧式打撃装置は、打撃時には、上記のように、受圧面積差でピストンを打撃方向に移動させるところ、前室が常時高圧回路に連通されているので、前室側の作動油が打撃方向へのピストンの移動に抗するように作用する。そのため、打撃効率をより向上させる上では検討の余地がある。
　これに対し、例えば特許文献２には、前室と後室とを交互に高圧回路と低圧回路とに切り替える液圧式打撃装置が開示されている（以下、「前後室交互切替方式」ともいう）。「前後室交互切替方式」の液圧式打撃装置であれば、ピストン前進時に前室を低圧回路に切り替えるため、前室側の作動油が打撃方向へのピストンの移動に抗することがない。したがって、打撃効率を向上させる上で好適である。
実開昭６１－１６９５８７号公報 特開昭４６－１５９０号公報 実開平５－３９８７７号公報
　しかしながら、「前後室交互切替方式」の液圧式打撃装置は、ピストンが前進する打撃工程から反転して後退工程に移行する通常の打撃局面において、前室において作動油の急激な圧力変動が生じる。このような前室での作動油の圧力変動は、「後室交互切替方式」の液圧式打撃装置では、前室が常時高圧回路に連通されているため、重大な問題とはならない。これに対し、「前後室交互切替方式」の液圧式打撃装置では、作動油中に多数の微小気泡、つまりキャビテーション（ｃａｖｉｔａｔｉｏｎ）が起き易くなるという問題がある。また、キャビテーションの消滅による衝撃圧力によって、エロージョン（壊食）が引き起こされるという問題がある。
　また、本発明者らは、上記前室でのキャビテーションの問題は、ピストン前進時に前室を低圧回路に切り替えることから、ピストン前進時に前室が低圧になることが根本的な原因であることに思い至った。すなわち、ピストン前進時に前室が低圧となる上記の「前後室交互切替方式」に加えて、後室が常時高圧接続され前室が高圧と低圧に交互に切換される「前室交互切替方式」（例えば特許文献３参照）においても同様の問題がある。
　そこで、本発明は、このような問題点に着目してなされたものであって、ピストン前進時に前室を低圧回路に切り替える方式の液圧式打撃装置における、前室でのキャビテーションを防止または抑制し得る液圧式打撃装置を提供することを課題とする。
　ここで、液圧式打撃装置において、例えばさく岩機（ドリフタ）では、ピストン前側ストローク端でピストンの大径部がシリンダと衝突することを防止するために、制動機構として前室にクッション室を設けることが行われている。
　図７に前室にクッション室を設けた一例を示すように、この例では、前室用ライナ１３０の後部に、作動油が満たされる液室空間が画成され、この液室空間が前室１０２と連通するクッション室１０３になっている。クッション室１０３は、ピストン１２０の大径部１２１がクッション室１０３に侵入したときに液室を閉空間にしてピストン１２０の移動を規制する。このときに、クッション室１０３から前室１０２側へ圧油が高速で流出すると、圧油の流速が高い箇所では局所的なキャビテーションの発生の原因となる。
　そこで、上記課題を解決するために、本発明の第一の態様に係る液圧式打撃装置は、シリンダ内に摺嵌されたピストンを前後進させて打撃用のロッドを打撃する液圧式打撃装置であって、前記ピストンの外周面と前記シリンダの内周面との間に画成されて前後に離隔配置された前室および後室と、前記ピストンの前進時に前記前室を低圧回路に切り替えて前記ピストンの前進および後退が繰返されるように作動油を給排させる切換弁機構とを備え、前記前室は、前記シリンダ内面に嵌合された前室用ライナを有し、前記前室用ライナには、前記前室と連通して作動油が満たされる液室空間がクッション室として設けられており、前記クッション室は、前記前室用ライナのライナ軸受部を通る作動油を低圧回路に導くドレン回路とは別個に設けられて前記ライナ軸受部以外の箇所を通る第二のドレン回路を有することを特徴とする。
　本発明の第一の態様に係る液圧式打撃装置によれば、第二のドレン回路は、前室用ライナのライナ軸受部を通る作動油を低圧回路に導くドレン回路（以下、「第一のドレン回路」ともいう）とは別個に設けられてライナ軸受部以外の箇所を通るので、ライナ軸受部以外の箇所からクッション室内の作動油を低圧回路にリークさせることができる。そのため、「シャンクロッド前進状態」時などのように、クッション室内で圧油が圧縮されて超高圧状態となるときに、前室用ライナ内のクッション室から流出する作動油を、ライナ軸受部以外の箇所から「第二のドレン回路」へと逃がすことができる。そして、第二のドレン回路は、ライナ軸受部以外の箇所から作動油を低圧回路にリークさせるため、ライナ軸受部に必要なクリアランスを維持できるとともに、通常打撃時における打撃効率の低下を可及的に防ぐことができる。
　これにより、図７に比較例として示す「第二のドレン回路」を有しない場合に比べて、本発明の第一の態様に係る液圧式打撃装置によれば、クッション室での断熱圧縮が緩和されるので作動油の油温上昇も抑制される。さらに、前室に流入する作動油の流速が下がるので、局所的なキャビテーションの発生が抑制される。次いで、切換弁機構により前室が高圧に切り換わるが、キャビテーションが抑制されているので、キャビテーションの圧縮による発熱も緩和され、作動油温度上昇を劇的に下げることができる。そのため、これに伴う前室用ライナの銅合金部の膨張も緩和される。したがって、前室用ライナとの摺接箇所でのピストンの「カジリ」の発生を低減することができる。なお、「第一のドレン回路」による通路面積は、温度上昇による膨張で急激に減少するのに対し、「第二のドレン回路」による通路面積は、温度上昇による影響を受けにくい。
　さらに、ピストンがクッション室内でストローク前端まで前進して停止する場合のピストン作動に着目すると、バルブ切換により前室に供給される圧油は、後ライナの内径とピストンの大径部の隙間からクッション室内へと供給されてピストンは後退に転じる。このとき、圧油の一部が「第二のドレン回路」から排出されるので、クッション室内の圧力上昇は穏やかなものとなる。したがって、ピストンの後退速度が遅くなり、「シャンクロッド前進状態」における時間当たりの打撃数が減少するので、前室における油温上昇は緩和されるのである。
　ここで、本発明の第一の態様に係る液圧式打撃装置において、前記第二のドレン回路は、前記ライナ軸受部以外の箇所を通る一または複数の連通孔を介して当該クッション室内の作動油を低圧回路に常に連通させており、前記一または複数の連通孔の総通路面積は、前記ライナ軸受部のクリアランス量（ピストンの小径部と前ライナの内周の摺接面との内外径方向の対向隙間により形成される円環状隙間の面積）に対して、下記（式１）に規定する所定範囲内の面積に設定されていることは好ましい。
　　０．１Ａｐｆ＜Ａ＜２．５Ａｐｆ　・・・・・（式１）
　　但し、Ａｐｆ：ライナ軸受部のクリアランス量
　　　　Ａ：連通孔の総通路面積
　このような構成であれば、通常打撃時の打撃効率の低下を可及的に抑えつつも、「シャンクロッド前進状態」時などのように、クッション室内で圧油が圧縮されて超高圧状態となるときの湯温上昇を抑制する上で好適である。なお、一または複数の連通孔が低圧回路に常に連通されてなる第二のドレン回路に、絞り機構を付設することは好ましい。
　また、本発明の第一の態様に係る液圧式打撃装置において、前記前室用ライナは、前記一または複数の連通孔として、前記クッション室に連通するとともに周方向に離隔して且つ径方向に沿って貫通形成された径方向連通路と、前記径方向連通路の位置に合せて該径方向連通路に連通するように当該前室用ライナの外周面に軸方向に沿って形成されたスリットからなる軸方向連通路とを有し、前記前室用ライナの前端側の外周面と前記シリンダの内周面との間に、前記軸方向連通路に連通するドレンポートが形成されるとともに、前記ドレンポートに前記低圧回路に常に連通される低圧ポートが接続されており、前記第二のドレン回路は、前記クッション室の作動油を、前記径方向連通路、前記軸方向連通路および前記ドレンポートをこの順に通じて前記低圧回路に常に連通されていることは好ましい。このような構成であれば、「第二のドレン回路」用として専用の低圧ポートが不要となるので、構造を簡素としつつ「第二のドレン回路」を設ける上で好適である。
　また、上記課題を解決するために、本発明の第二の態様に係る液圧式打撃装置は、シリンダ内に摺嵌されたピストンを前後進させて打撃用のロッドを打撃する液圧式打撃装置であって、前記ピストンの外周面と前記シリンダの内周面との間に画成されて前後に離隔配置された前室および後室と、前記ピストンの前進時に前記前室を低圧回路に切り替えて前記ピストンの前進および後退が繰返されるように作動油を給排させる切換弁機構とを備え、前記前室は、当該前室の前方に、前記シリンダ内面に嵌合された前室用ライナを有し、前記前室用ライナは、軸方向前後に二分割された前ライナと後ライナとから構成され、前記前ライナは、銅合金製であってピストンの摺動を支持する軸受部材とされ、前記後ライナは、前記前ライナよりも機械的強度が高い合金製であることを特徴とする。
　本発明の第二の態様に係る液圧式打撃装置によれば、前室の前方の前室用ライナを、前方側の前ライナと後方側の後ライナとに分割し、前ライナは、銅合金製であってピストンの摺動を支持する軸受部材とされ、後ライナは、前ライナよりも機械的強度が高い合金製なので、キャビテーションエロージョンについては、前ライナよりも機械的強度が高い合金製の後ライナで受け持たせ、ピストンを摺動支持する軸受機能は、銅合金製の前ライナで受け持たせることができる。よって、前室側で必要な軸受としてのピストン摺動支持機能を前ライナで維持しつつ、前室側の後ライナによって前室でのキャビテーションの消滅による衝撃圧力に対抗して、エロージョンに対する耐性を高めることができる。よって、前室でのキャビテーションエロージョンによって引き起こされる不具合を最小限に止めることができる。
　さらに、本発明者による実験研究の結果によれば、前室でのキャビテーションエロージョンは、前室の作動油を給排させる前室通路の開口部に対して周方向で最も離れた側に偏在して発生することが確認された。
　そこで、本発明の第二の態様に係る液圧式打撃装置において、前記シリンダ内面に、前記前室用ライナの後方側の外周面に対向して円環状に形成された前室ポートを有し、該前室ポートに連通するように前記前室の作動油の高低圧を切替える前室通路が接続され、前記前室用ライナは、前記前室ポートに対向する位置まで延設されるとともに、前記前室ポートに対向する面に、周方向に離隔する複数の貫通孔が径方向に貫通して形成されていることは好ましい。
　このような構成であれば、シリンダ内面に円環状に形成された前室ポートを設け、この前室ポートに連通するように高低圧を切替える前室通路を接続し、前記後ライナは、前室ポートに対向する位置まで延設されるとともに、前記前室ポートに対向する面に、周方向に離隔する複数の貫通孔が径方向に貫通して形成されているので、後ライナの複数の貫通孔が、発生したキャビテーションの分散領域として働く。
　これにより、前室用ライナの内側で発生したキャビテーションは、後ライナの複数の貫通孔によって前室ポートに入る前に分散される。そのため、仮にキャビテーションが発生した場合であっても、前室通路の開口部に対して周方向で最も離れた側の部分へのキャビテーションの偏在が緩和される。したがって、この部分における集中的なエロージョンを効果的に抑制することができる。さらに、後ライナの後側を前室ポートの後方まで延設しているので、シリンダ内径摺動面でのエロージョンの発生を防止できる。そのため、エロージョンによる消耗部品を最小限に抑えることができる。
　さらに、本発明者らは、上記急激な圧力変動時におけるキャビテーション、および上記局所的なキャビテーションの問題に対し、クッション室の液室形状と容積を工夫することにより、前室での作動油の圧力低下時のキャビテーションの発生を可能な限り抑制し、仮にキャビテーションが発生してエロージョンに到っても、ピストンとの摺動に影響の無い箇所にエロージョンを発生させれば、キャビテーションエロージョンによって引き起こされる不具合を最小限に止め、直ちに打撃不能状態となることを防止できるとの知見を得た。
　さらに、上記課題を解決するために、本発明の第三の態様に係る液圧式打撃装置は、シリンダ内に摺嵌されたピストンを前後進させて打撃用のロッドを打撃する液圧式打撃装置であって、前記ピストンの外周面と前記シリンダの内周面との間に画成されて前後に離隔配置された前室および後室と、前記ピストンの前進時に前記前室を低圧回路に切り替えて前記ピストンの前進および後退が繰返されるように作動油を給排させる切換弁機構とを備え、前記前室は、前記シリンダ内面に嵌合された前室用ライナを有し、前記前室用ライナには、前記前室と連通して作動油が満たされる液室空間がクッション室として設けられており、前記クッション室は、後端部側の第一円環部と、この第一円環部の前方に隣接して形成されて第一円環部よりも大径の第二円環部とを有することを特徴とする。
　本発明の第三の態様に係る液圧式打撃装置によれば、クッション室は、後端部側の第一円環部と、この第一円環部の前方に隣接して形成されて第一円環部よりも大径の第二円環部とを有するので、第一円環部の前側に設けた第二円環部５２による容積拡大により作動油の圧力低下を緩和できる。そのため、前室２でのキャビテーションの発生を抑制することができる。
　ここで、本発明の第三の態様に係る液圧式打撃装置において、前記第二円環部を形成する前方側の端面は、軸方向と直交する直交面とされていることは好ましい。このような構成であれば、仮にクッション室の第二円環部内でキャビテーションが発生してエロージョンに到っても、第二円環部を形成する前方側の端面は、軸方向と直交する直交面とされているので、軸受機能をもつ前ライナ側に向かうキャビテーションをこの直交面によって第二円環部内に留め、エロージョンをピストンとの摺動に影響の無い箇所に発生させることができる。そのため、キャビテーションエロージョンによって引き起こされる不具合を最小限に止め、直ちに打撃不能状態となることを防止することができる。
　上述のように、本発明によれば、ピストン前進時に前室を低圧回路に切り替える方式の液圧式打撃装置における、前室でのキャビテーションを防止または抑制することができる。
本発明の一態様に係る液圧式打撃装置の一実施形態を説明する断面図であり、同図は、軸線に沿った断面を示している。 図１の要部（前室用ライナ部分）の拡大図である。 図２の前室用ライナの要部断面図であり、同図（ａ）は図２のＡ－Ａ断面図、（ｂ）は図２のＢ－Ｂ断面図、（ｃ）は図２のＣ－Ｃ断面図である。 図２の前室用ライナを構成する後ライナの斜視図であり、同図（ａ）はその第一実施例、（ｂ）は第二実施例、（ｃ）は第三実施例を示している。 本発明の一態様に係る液圧式打撃装置の一実施形態の動作を説明する縦断面図であり、同図はさく岩機への適用例において、シャンクロッド部分を併せて模式的に示しており、同図（ａ）は通常打撃位置を示し、（ｂ）は通常打撃におけるピストン後退時であって、同図の中心線上側は後退方向での減速時を、中心線下側はピストンが後死点に位置したときをそれぞれ示し、（ｃ）はシャンクロッド前進状態であって、同図の中心線上側はピストンがクッション室に突入したときを、中心線下側はピストンが停止したときを示している。 後ライナに形成された複数の貫通孔部分の作用効果を説明する模式図であり、同図（ａ）は複数の貫通孔部分に内面側円環状溝を設けない例であり、同図（ｃ）は（ａ）でのＤ矢視図、また、同図（ｂ）は複数の貫通孔部分に内面側円環状溝を設けている例であり、同図（ｄ）は（ｂ）でのＥ矢視図を示している。 本発明の一態様に係る液圧式打撃装置およびその一実施形態に対する比較例を示す図であり、同図は、さく岩機の適用例において、シャンクロッド部分を併せて模式的に示す縦断面図である。
　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。
　本実施形態の液圧式打撃装置１は、「前後室交互切替方式」の打撃装置であって、図１に示すように、ピストン２０は、中実円筒状の軸部材であって、軸方向中央の大径部２１、２２と、この大径部２１、２２の前後に形成された小径部２３、２４とを有する。そして、このピストン２０が、シリンダ１０内に摺嵌して設けられることで、ピストン２０の外周面２０ｇとシリンダ１０の内周面１０ｎとの間に前室２と後室８とがそれぞれ画成されている。なお、軸方向前側の大径部２１と小径部２３とが接続する段部は、ピストン２０の進行方向に推力を与えるための、前室２側での受圧面とされ、本実施形態では、前室２側での受圧面は、大径部２１側から小径部２３側に向けて縮径する円錐面２６となっている。一方、軸方向後側の大径部２２と小径部２４とが接続する段部は、後室８側での受圧面とされ、本実施形態では、後室８側での受圧面は、大径部２２側の端面が、軸方向と直交する直交面２７となっている。
　大径部２１、２２の間には、凹の段部により制御用溝２５が形成されている。制御用溝２５は、複数の制御ポートを介して切換弁機構９に接続される。また、前室２および後室８は、それぞれの高低圧切替ポート５、８５を介して切換弁機構９に接続される。そして、この切換弁機構９により所期のタイミングで作動油を給排させて前室２および後室８が高圧回路９１と低圧回路９２のそれぞれに交互に連通され、上記受圧面が作動油の油圧で軸方向に押されることにより、シリンダ１０内でピストン２０の前進および後退が繰返されるようになっている。なお、シリンダ１０の前後には、さく岩機やブレーカ等の打撃装置に応じたフロントヘッド６とバックヘッド７がそれぞれ装着される。
　ここで、前室２は、前室２の前方に設けられてシリンダ内周面１０ｎに嵌合された前室用ライナ３０を有する。前室用ライナ３０の前側には、シリンダ内周面１０ｎに環状のシールリテーナ３２が嵌合されている。シールリテーナ３２は、その内外周面の適宜の位置に形成された複数の環状溝３２ａにパッキン等が嵌め込まれており、前室２の前方への作動油の漏れを防止している。また、後室８は、後室８の後方に設けられてシリンダ内周面１０ｎに嵌合された筒状の後室用ライナ８０を有する。
　後室用ライナ８０は、軸方向前方から順に、後室画成部８１、軸受部８２、シールリテーナ部８３を一体に有する。後室画成部８１の前側内周の円筒状空間、シリンダ１０内周面およびピストン２０の小径部の外周面との間の液室空間により上記後室８が画成されている。後室８を画成するシリンダ１０内周面に連通して後室通路８５が接続される。軸受部８２は、ピストン２０の後方側の小径部外周面に摺接されてピストン２０の後部を軸支している。軸受部８２の内周面には、複数条の円環状油溝８２ａが軸方向に離隔してラビリンスを形成している。シールリテーナ部８３には、その内外周面の適宜の位置に形成された複数の環状溝８３ａにパッキン等が嵌め込まれており、後室８後方への作動油の漏れを防止している。軸受部８２とシールリテーナ部８３との間には、ドレン用の連通孔８４が径方向に貫通形成され、この連通孔８４が後室用低圧ポート（不図示）に接続される。
　前室用ライナ３０は、軸方向前後一組の前ライナ４０と後ライナ５０とから構成されている。つまり、本実施形態では、前室用ライナ３０は、軸方向の前方側と後方側とが別個のライナによって分割されている。そして、本実施形態では、前ライナ４０には液室を設けず、後ライナ５０にのみ液室空間を設けており、後ライナ５０の後部に前室２と連通して形成された液室空間がクッション室３になっている。クッション室３は、ピストン前側ストローク端でピストン２０の大径部２１がシリンダ１０と衝突することを防止するために、ピストン２０の大径部２１が侵入したときに液室を閉空間にしてピストン２０の移動を規制する。
　詳しくは、上記前ライナ４０は、銅合金製であり、図２に拡大図示するように、前側端部に径方向外側に向けて円環状に張り出すつば部４１を有し、つば部４１よりも後方の部分は円筒状の軸受部４２になっている。つば部４１の外周には、シリンダ１０内周面との間に、円環状をなすドレンポート４５が形成され、このドレンポート４５がドレン通路４９に接続されている。
　前ライナ４０は、後ライナ５０の前端側内周の小径部５４の所定の対向隙間（ピストン２０の外径とライナ内径とのクリアランス）よりも狭い対向隙間をもってピストン２０の小径部２３の外周面２３ｇに摺接している。前ライナ４０の内周の摺接面４０ｎには、複数条の円環状の油溝４０ｍが軸方向に離間してラビリンスを形成している。前ライナ４０は、この油溝４０ｍ以外には液室空間を設けておらず、ピストン２０を摺動支持する軸受となっている。
　前ライナ４０の後端面４２ｔは、後ライナ５０の前端面５０ｔに当接しており、前ライナ４０の後端面４２ｔには、周方向に離隔して複数の第一端面溝４６が、径方向連通路として径方向に沿って形成されている。この例では、複数の第一端面溝４６は、周方向に離隔して４か所に等配されている（図３（ｂ）参照）。
　さらに、前ライナ４０には、円筒状の軸受部４２の外周面４２ｇに、上記第一端面溝４６の形成位置に合せて、軸方向に沿って複数のスリット４８が軸方向連通路として形成されている。この例では、複数のスリット４８は、上記第一端面溝４６の位置に合せて４か所に等配されている（図３（ａ）参照）。さらに、前ライナ４０のつば部４１の後方側を向く面には、複数のスリット４８の位置に合せて、複数の第二端面溝４７が径方向に沿って径方向連通路として形成されている。
　複数の第二端面溝４７は、前ライナ４０のつば部４１の外周に設けられた上記ドレンポート４５に連通している。これにより、後ライナ５０のクッション室３内の作動油を、後ライナ５０の前端側の小径部５４の所定隙間に通し、さらに、「第一端面溝４６～スリット４８～第二端面溝４７～ドレンポート４５」を通してドレン通路４９へと逃がすことができる。
　つまり、この回路がいわば「ドレン回路」として機能するようになっている。なお、ライナ軸受部（ピストン２０の小径部２３と前ライナ４０の内周の摺接面４０ｎとの内外径方向の対向隙間）を通る圧油のドレン回路（以下、「第一のドレン回路」ともいう）とは別個に形成されていることから、この回路を「第二のドレン回路」ということができる。
　「第一端面溝４６～スリット４８～第二端面溝４７」からなる連通孔は、第一端面溝４６、スリット４８、第二端面溝４７の各通路面積が、略等しい面積に設定されている。そして、本実施形態の連通孔は４箇所形成されている例であるが、これら複数の連通孔の通路面積を合計した「連通孔の総通路面積」は、「ライナ軸受部のクリアランス量」に対して、下記（式１）に規定する所定範囲内の面積に設定され、これにより、「第二のドレン回路」からの圧油のリーク量が所定量に制限されている。ここで、「ライナ軸受部のクリアランス量」とは、ピストン２０の小径部２３と前ライナ４０の内周の摺接面４０ｎとの内外径方向の対向隙間により形成される円環状隙間の面積である。
　　０．１Ａｐｆ＜Ａ＜２．５Ａｐｆ　・・・・・（式１）
　　但し、Ａｐｆ：ライナ軸受部のクリアランス量
　　　　Ａ：連通孔の総通路面積
　上記後ライナ５０は、上記銅合金製の前ライナ４０よりも機械的強度が高い合金製である。本実施形態では、合金鋼の機械的強度は、合金鋼の熱処理により向上させている。例えば、はだ焼き鋼に浸炭焼入れ焼き戻しを施して表面に硬化層を形成することができる。後ライナ５０は、円筒状をなし、その円筒形状の外径寸法は、上記前ライナ４０の軸受部４２の外径寸法と同寸法とされている。後ライナ５０の内径寸法は、後端側内周部５０ｎの内径寸法が、ピストン２０の大径部２１に対して僅かな隙間を隔てた摺接面とされている。一方、後ライナ５０の前端側内周の小径部５４の寸法は、前ライナ４０の内周の摺接面４０ｎの内径寸法よりも大径とされ、ピストン２０の外周面に対して上記ライナ軸受部のクリアランスよりも大きな所定の対向隙間を隔てている。
　後ライナ５０の後方側の外周面５０ｇとシリンダ１０内周面との間には、円環状の前室ポート４が形成され、この前室ポート４に、前室２の高低圧を切替える前室通路５が接続されている。換言すれば、本実施形態の後ライナ５０は、前室ポート４よりも後方に延びる延設部５５を有している。
　本実施形態においては、後ライナ５０には、上記延設部５５の外周面に、前室ポート４に対向する位置に外面側円環状溝５６が形成されるとともに、延設部５５の内周面に内面側円環状溝５７が形成されている。そして、この内外の円環状溝５６，５７内に、周方向に離隔する複数の貫通孔５８が径方向に穿孔されている。
　複数の貫通孔５８は、周方向に等配されることは好ましい（図３（ｃ）に示す例では、貫通孔５８が１６か所に等配されている。）。複数の貫通孔５８の形状は特に限定されないが、例えば円形（図４（ａ）参照）、または図４（ｂ）に示すように、矩形（但し角はＲ形状）や楕円形等にすることができる。貫通孔５８を矩形や楕円形等のように、軸方向よりも周方向を長くした「スロット形状（長穴形状）」とすれば、個々の貫通孔５８の通路面積が拡大するので、作動油の流速を抑えてキャビテーションの発生を低減する上で好ましい。
　なお、図４（ｃ）に示すように、後ライナ５０を更に分割構造にすることもできる。同図に示す例では、図４（ｂ）に示した「スロット形状」とした貫通孔５８の後方側縁面の位置にて分割構造とし、これにより、後ライナ（前）６３と後ライナ（後）６４とから後ライナ５０を構成している。この位置で後ライナ５０を二分割することにより、周方向で隣りあう貫通孔５８同士の間に形成された柱部６２は、後ライナ（前）６３の後端から後方に向けて張り出す片持ち梁となっている。
　さらに、図２に示すように、後ライナ５０の後方側の内周面には、上記クッション室３が形成されている。本実施形態においては、クッション室３は、軸方向後方の第一円環部５１と、この第一円環部５１の前方に形成された第二円環部５２とを有する。第一円環部５１と第二円環部５２とが接続する部分は、第一円環部５１側から第二円環部５２側に向けて拡径する円錐面５９となっている。
　第一円環部５１は、軸方向後方が上記内面側円環状溝５７に全周に亘って連通している。第一円環部５１は、上記内面側円環状溝５７の深さ（内径）よりも浅い径（小径）であり、自身後方が内面側円環状溝５７の前方に隣接して形成されている。第二円環部５２は、第一円環部５１よりも大径であり、自身後方が第一円環部５１の前方に隣接して形成されている。第二円環部５２を形成する前方側の端面は、軸方向と直交する直交面５３とされている。
　次に、この液圧式打撃装置１の動作、および作用・効果について説明する。ここでは、本実施形態の液圧式打撃装置１をさく岩機に適用した例として、図５を適宜参照して説明する。なお、さく岩機は、図５（ａ）に示すように、上記液圧式打撃装置１のピストン２０の前方に、シャンクロッド６０を有する。シャンクロッド６０は、後部にスプライン６１が形成され、フロントカバー７０に所定範囲で軸方向に摺動可能に支持されている。シャンクロッド６０は、後方側への移動限が不図示のダンパ機構により規制されている。また、さく岩機は、不図示のフィード機構および回転機構を備え、シャンクロッド６０は、スプライン６１に歯合する回転機構により回転可能とされるとともに、液圧式打撃装置１のシリンダ１０側がフィード機構により破砕量に応じてフィードされるようになっている。
　通常の打撃は、同図（ａ）に示す、シャンクロッド６０の後方移動限において、ピストン２０の打撃効率が最大のときに打撃が行われる。シャンクロッド６０がピストン２０により打撃されると、打撃により発生する衝撃波がシャンクロッド６０からロッドを介して先端のビット（不図示）まで伝播し、ビットが岩盤を破砕するエネルギーとして使用される。シリンダ１０側は不図示のフィード機構により破砕量に応じてフィードされる。そして、上記液圧式打撃装置１の切換弁機構９により所期のタイミングで作動油が給排されると、同図（ｂ）に示すように、シリンダ１０内でピストン２０が後退され、同図の中心線上側に示す後退方向の所定位置で減速し、その後、同図中心線下側に示すように、ピストン２０が後死点で再び前進方向に移動を開始する。
　ここで、この液圧式打撃装置１は、上記切換弁機構９により所期のタイミングで作動油が給排されると、前室２および後室８が、各高低圧切替ポート５、８５を介して交互に高圧回路９１と低圧回路９２に連通され、これにより、シリンダ１０内でピストン２０の前進および後退が繰返し行なわれる。つまり、この液圧式打撃装置１は、「前後室交互切替方式」の打撃により、前室２側の作動油が打撃方向へのピストンの移動に抗することがない。そのため、打撃効率を向上させる上で好適である。
　ここで、さく孔中において、ビットが空洞帯に入るなどして正常に着岩しないと、図５（ｃ）に示すように、シャンクロッド６０が通常の打撃位置よりも前方に移動して「シャンクロッド前進状態」が生じる。このとき、ピストン前側ストローク端でピストン２０の大径部２１がシリンダ１０と衝突することを防止するために、前室２と連通するクッション室３が設けられている。同図（ｃ）の中心線上側に示すように、クッション室３は、ピストン２０の大径部２１がクッション室３に侵入したときに液室を閉空間にしてピストンの移動を規制する。これにより、同図（ｃ）の中心線下側に示すように、ピストン２０の大径部２１の端部（円錐面２６の位置）が、クッション室３内で留まるため、ピストン前側ストローク端でピストン２０の大径部２１がシリンダ１０と衝突することを防止することができる。
　ここで、この種の「前後室交互切替方式」の液圧式打撃装置にあっては、前室において作動油圧に負圧状態が生じてキャビテーションが起き易くなる。また、クッション室によるピストンの制動時に、クッション室内で圧油が圧縮されて超高圧状態となる。そのため、クッション室での圧縮、および、圧油の流速が高い箇所での局所的なキャビテーションの発生と圧縮に伴う作動油の温度上昇が問題となる。さらに、ピストンと前室用ライナとの隙間が減少することにより、ドレン機能が低下して高温の圧油の排出が抑制されるため温度上昇が加速されるという問題もある。
　詳しくは、「前後室交互切替方式」の液圧式打撃装置において、例えばさく岩機（ドリフタ）では、ピストン前側ストローク端でピストンの大径部がシリンダと衝突することを防止するために、制動機構として前室にクッション室を設けることが行われている。図７に本実施形態に対する比較例を示す。
　同図に示す比較例では、ピストン１２０の前方にシャンクロッド１６０が配置されている。シリンダ１１０の内部の前側には、円環状の前室ポート１０４が形成され、この前室ポート１０４の前方に、銅合金製の一体構造の前室用ライナ１３０がシリンダ１１０の内面に嵌合されている。そして、この前室用ライナ１３０の後部に、作動油が満たされる液室空間が画成され、この液室空間が前室１０２と連通するクッション室１０３になっている。
　ピストン１２０は、打撃効率が最大のときにシャンクロッド１６０の後端を打撃する。シャンクロッド１６０がピストン１２０により打撃されると、打撃により発生する衝撃波が、シャンクロッド１６０の先端側のロッドを介して先端のビット（不図示）まで伝播し、さく孔のエネルギーとして使用される。
　ここで、さく孔中においては、ビットが空洞帯に入るなどして正常に着岩しないと、ビット、ロッドおよびシャンクロッド１６０それぞれがネジで締結されているので、さく岩機本体に対して相対的に前方に突出する状態（シャンクロッド１６０が通常の打撃位置よりも前進した状態）が発生する（以下、「シャンクロッド前進状態」ともいう）。この「シャンクロッド前進状態」でピストン１２０が作動すると、ピストン１２０の大径部１２１がクッション室１０３内に侵入して制動を受けることになる。そのため、クッション室１０３内では圧油が圧縮されて超高圧状態となる。
　そのため、クッション室１０３において圧縮により作動油の油温が上昇する。さらに、クッション室１０３内が超高圧となると、クッション室１０３から前室１０２側への圧油の流出速度も過剰となる。そのため、圧油の流速が高い箇所では局所的にキャビテーションが発生し、次いで、前室１０２が高圧に切り換わることにより、発生したキャビテーションが圧縮されるため発熱して油温がさらに上昇する。油温が上昇することにより、前室用ライナ１３０の銅合金部が膨張して縮径し、ピストン１２０との摺接箇所で、いわゆる「カジリ」が発生するおそれがある。なお、前室１０２およびクッション室１０３における油温の上昇は、ピストン１２０の前進量に比例するので、シャンクロッド１６０がそのストローク前端まで移動した時に最大となる。
　この比較例に示したように、「前後室交互切替方式」の液圧式打撃装置においては、局所的なキャビテーションの発生と圧縮に伴う作動油の温度上昇により「カジリ」が発生し易くなるという問題がある。特に、「カジリ」の発生は打撃数が多くなるほどそのリスクは高まる傾向にある。さらに、ピストンと前室用ライナとの隙間が減少することにより、ドレン機能が低下して高温の圧油の排出が抑制されるため温度上昇が加速されるという問題もある。
　これに対し、本実施形態の液圧式打撃装置１によれば、クッション室３は、上記「第二のドレン回路」により、ライナ軸受部以外の箇所を通る一または複数の連通孔として「第一端面溝４６～スリット４８～第二端面溝４７」からなる通路を介して当該クッション室３内の作動油を低圧回路に常に連通させている。つまり、クッション室３は、前室用ライナ３０の上記ライナ軸受部を通る作動油を低圧回路であるドレン通路４９に導くドレン回路とは別個に設けられた「第二のドレン回路」を有するので、クッション室３内で圧油が圧縮されて超高圧状態となるときに、前室用ライナ３０内のクッション室３から流出する作動油を、「第二のドレン回路」から逃がすことができる。
　これにより、「第二のドレン回路」を有しない場合に比べて、クッション室３での圧縮が緩和されるので作動油の油温上昇も抑制される。さらに、前室２に流入する作動油の流速が下がるので、局所的なキャビテーションの発生が抑制される。次いで、切換弁機構９により前室２が高圧に切り換わるが、キャビテーションが抑制されているので、キャビテーションの圧縮による発熱も緩和され、作動油温度上昇を劇的に下げることができる。
　そのため、これに伴う前室用ライナ３０の銅合金部（本実施形態では、前室用ライナ３０を構成する前ライナ４０）の膨張も緩和されるので、前室用ライナ３０との摺接箇所でのピストン２０の「カジリ」の発生を低減することができる。なお、上記「第一のドレン回路」による通路面積は、温度上昇による膨張で急激に減少するのに対し、「第二のドレン回路」による通路面積は、温度上昇による影響を受けにくい。
　さらに、ピストン２０がクッション室３内でストローク前端まで前進して停止する場合のピストン作動に着目すると、バルブ切換により前室２に供給される圧油は、後ライナ５０の内径とピストン２０の大径部２１の隙間からクッション室３内へと供給されてピストン２０は後退に転じるが、このとき、圧油の一部が「第二のドレン回路」から排出されるので、クッション室３内の圧力上昇は穏やかなものとなる。したがって、ピストン２０の後退速度が遅くなり、「シャンクロッド前進状態」における時間当たりの打撃数が減少するので、前室２における油温上昇は緩和されるのである。
　また、本実施形態では、複数の連通孔として「第一端面溝４６～スリット４８～第二端面溝４７」からなる通路の総通路面積は、上記ライナ軸受部のクリアランス量に対して、上記（式１）に規定する所定範囲内の面積に設定されているので、通常打撃時の打撃効率の低下を可及的に抑えつつも、「シャンクロッド前進状態」時などのように、クッション室内で圧油が圧縮されて超高圧状態となるときの湯温上昇を抑制することができる。
　さらに、本実施形態の第二のドレン回路は、クッション室３の作動油を、径方向連通路である第一端面溝４６、軸方向連通路であるスリット４８、およびドレンポート４５をこの順に通じて低圧回路のドレン通路４９に常に連通させているので、「第二のドレン回路」用として専用の低圧ポートが不要となる。よって、構造を簡素としつつ「第二のドレン回路」を設けることができる。
　ここで、「前後室交互切替方式」の液圧式打撃装置は、ピストンが前進する打撃工程から反転して後退工程に移行する通常の打撃局面において、前室において作動油の急激な圧力変動が生じる。このような前室での作動油の圧力変動の問題は、「後室交互切替方式」の液圧式打撃装置では、前室が常時高圧回路に連通されているため、重大な問題とはならない。これに対し、「前後室交互切替方式」の液圧式打撃装置では、負圧状態が生じるため、キャビテーションが起き易くなる。また、キャビテーションの消滅による衝撃圧力によるエロージョンが起き易くなる。
　すなわち、例えばさく岩機（ドリフタ）では、ピストンの前方にシャンクロッドが配置され、ピストンが前進してシャンクロッド後端を打撃するようになっている。ここで、「前後室交互切替方式」の液圧式打撃装置において、打撃局面では、前室が低圧回路に連通されるところ、ピストンがシャンクロッドを打撃するとピストンには急制動がかかる。このとき、ピストンが急制動されても作動油は慣性によって流出を続けるので、前室において負圧状態が生じる。そのため、作動油の圧力がごく短時間だけ飽和蒸気圧より低くなったとき、キャビテーションが生じ易くなるのである。そして、打撃後にピストンが後退工程に移行時に、切換弁機構により前室が高圧回路に連通される。そのため、発生したキャビテーションが圧縮されて消滅するときの衝撃圧力により前室内でエロージョンが発生し易いという問題がある。
　これに対し、本実施形態の液圧式打撃装置１によれば、クッション室３は、後端部側の第一円環部５１と、この第一円環部５１の前方に隣接して形成されて第一円環部５１よりも大径の第二円環部５２とを有するので、第一円環部５１の前側に設けた第二円環部５２による容積拡大により作動油の圧力低下を緩和できる。そのため、前室２でのキャビテーションの発生を抑制することができる。また、キャビテーションが発生しても、破裂してエロージョンを生じることを抑制することができる。よって、湯温上昇を抑制する上でより好適である。
　さらに、クッション室３は、第二円環部５２を形成する前方側の端面が、軸方向と直交する直交面５３とされているので、仮にクッション室３の第二円環部５２内でキャビテーションが発生してエロージョンに到っても、軸受機能をもつ前ライナ４０側に向かうキャビテーションを直交面５３によってクッション室３に留め、エロージョンをピストンとの摺動に影響の無い箇所に発生させることができる。そのため、キャビテーションエロージョンによって引き起こされる不具合を最小限に止め、直ちに打撃不能状態となることを防止することができる。
　さらに、本実施形態の液圧式打撃装置１によれば、前室用ライナ３０を軸方向前後に二分割した前ライナ４０と後ライナ５０とから構成し、前ライナ４０は、銅合金製であって油溝４０ｍ以外には液室空間を設けないことでピストン２０の摺動を支持する軸受部材とされ、後ライナ５０は、表面に硬化層を形成した合金鋼製であって前室２と連通して作動油が満たされる液室空間がクッション室３として設けられているので、キャビテーションエロージョンについては、硬度の高い合金鋼製の後ライナ５０のクッション室３の液室空間内壁面で受け持たせ、ピストン２０を摺動支持する軸受機能については、液室空間を設けない銅合金製の前ライナ４０で受け持たせることができる。
　よって、前室２側で必要な軸受としてのピストン摺動支持機能を前ライナ４０で維持しつつ、後ライナ５０によって前室２でのキャビテーションの消滅による衝撃圧力に対抗してエロージョンに対する耐性を高めることができる。よって、キャビテーションエロージョンによって引き起こされる不具合を最小限に止めることができる。
　さらに、本発明者による実験研究の結果によれば、「前後室交互切替方式」の液圧式打撃装置において、前室でのキャビテーションエロージョンは、前室から作動油を給排させる高低圧切替ポートの開口部に対して周方向で最も離れた側に偏在して発生することが確認された。
　これに対し、本実施形態の液圧式打撃装置１によれば、シリンダ１０の内面に円環状に形成された前室ポート４を設け、この前室ポート４に連通するように高低圧を切替える前室通路５を接続し、前室用ライナ３０を構成する後ライナ５０は、前室ポート４に対向する位置まで延設されるとともに、前室ポート４に対向する面に、周方向に離隔する複数の貫通孔５８が径方向に貫通して形成されているので、複数の貫通孔５８が、発生したキャビテーションの分散領域として働く。
　これにより、前室用ライナ３０を構成する後ライナ５０の内側で発生したキャビテーションは、後ライナ５０に形成された複数の貫通孔５８によって前室ポート４に入る前に分散される。そのため、仮にキャビテーションが発生した場合でも、前室通路５の開口部の開口部に対して周方向で最も離れた側の部分へのキャビテーションの偏在が緩和される。したがって、この部分における集中的なエロージョンを効果的に抑制することができる。
　さらに、後ライナの後側を前室ポートの後方まで延設しているため、シリンダ内径摺動面でのエロージョンの発生を防止できる。そのため、エロージョンによる消耗部品を最小限に抑えることができる。
　さらに、本実施形態において、複数の貫通孔５８は、延設部５５の内周面に形成された内面側円環状溝５７内に設けられ、上記第一円環部５１は、軸方向後方が内面側円環状溝５７に全周に亘って連通しているので、クッション室３によるクッション効果を所期の位置で開始させて、打撃効率の低下を防止することができる。
　つまり、図６（ａ）に示すように、仮に、複数の貫通孔５８の部分に内面側円環状溝５７を設けない場合には、貫通孔５８の部分をピストン２０の大径部２１が直接摺接して通過することになる。そのため、貫通孔５８の部分をピストン２０の大径部２１が通過するときに、同図（ｃ）に示すように、低圧側（前室ポート４側）への圧油の流出通路面積の変化が大きくなる（同図の二点鎖線は、大径部端部稜線が通過する過程のイメージを示す）。そのため、クッション室３に突入する前の段階からクッション作用が生じて打撃効率が低下する。
　これに対し、同図（ｂ）に示すように、本実施形態のように内面側円環状溝５７を設ければ、貫通孔５８の部分をピストン２０の大径部２１が通過するときに、内面側円環状溝５７を介することで、同図（ｄ）に二点鎖線で通過過程のイメージを示すように、低圧側への圧油の流出通路面積の変化率を一定にすることができる。そのため、クッション室３に突入前の段階でのクッション作用の発生が防止され、所期の位置、つまり内面側円環状溝５７の前方側端部に続く第一円環部５１の後端位置から、所期のクッション効果を開始させることができる。
　ここで、周方向で隣りあう貫通孔５８同士の間に形成された複数の柱部６２を片持ち梁とすることは好ましい。この場合において、図４（ｃ）に示した第三実施例のように、「スロット形状」とした貫通孔５８の後方側縁面の位置にて後ライナ５０を分割して後ライナ（前）６３と後ライナ（後）６４とから後ライナ５０を構成することは好ましい。
　つまり、ピストン２０の往復に伴ってサージ圧が発生するところ、図４（ｂ）のような両持ち構造の柱部であると、発生するサージ圧が、柱部に対して前後方向の引張り圧力として作用する。そのため、柱部の部分でエロージョンが進行すると、柱部が引張り圧力に耐えられなくなって壊れてしまうおそれがある。これに対し、図４（ｃ）に示したように、複数の柱部６２を片持ち梁とすれば、柱部６２にサージ圧による引張り圧力は作用しない。そのため、サージ圧による柱部６２の破壊を防止または抑制することができる。
　以上説明したように、この液圧式打撃装置によれば、前室でのキャビテーションを防止または抑制することができる。そして、前室での湯温上昇を抑制して前室用ライナとの摺接箇所でのピストンの「カジリ」の発生を低減することができる。さらに、前室でのキャビテーションエロージョンを効果的に防止若しくは抑制、またはキャビテーションエロージョンによって引き起こされる不具合を最小限に止めることができる。なお、本発明に係る液圧式打撃装置は、上記実施形態に限定されるものではなく、本発明の趣旨を逸脱しなければ種々の変形が可能であることは勿論である。
　例えば、上記実施形態の液圧式打撃装置１は、「前後室交互切替方式」の打撃装置を例に説明したが、これに限らず、本発明は、ピストン前進時に前室を低圧回路に切り替える方式の液圧式打撃装置に適用することができる。例えば特許文献３に開示されるような、「前室交互切替方式」の打撃装置にも適用することができる。
　つまり、「前室交互切替方式」の打撃装置は、後室が常時高圧回路に連通される一方、前室が切換弁機構により高圧回路と低圧回路のそれぞれに交互に連通される。前室が高圧回路に連通時は、後退方向にピストンが移動するように前後の受圧面積を異ならせており、これにより、シリンダ内でピストンの前進および後退が繰返される。よって、ピストン前進時に前室を低圧回路に切り替える方式なので、ピストン前進時に前室が低圧になるため、前室での油温上昇にともなうピストンのカジリの発生を防止する等の問題が同様の作用機序にて生じることから、本発明を適用することができるのである。
　また、例えば上記実施形態では、前室用ライナ３０を軸方向前後に二分割した前ライナ４０と後ライナ５０とから構成した例で説明したが、これに限定されず、図５の比較例に示す形態のように、前室用ライナ３０を一体構造のライナから構成してもよい。
　しかし、前室２側で必要な軸受としてのピストン摺動支持機能を前ライナ４０で維持しつつ、後ライナ５０によって前室２でのキャビテーションの消滅による衝撃圧力に対抗してエロージョンに対する耐性を高める上では、上記実施形態のように、前室用ライナ３０を軸方向前後に二分割した前ライナ４０と後ライナ５０とから構成し、後ライナ５０を前ライナ４０よりも機械的強度が高い合金製とすることが好ましい。
　なお、二分割した前ライナ４０と後ライナ５０とから構成する場合において、上記実施形態では、後ライナ５０は、浸炭焼入れ焼き戻しを施して表面に硬化層を形成した「はだ焼き鋼」を用いた例を説明したが、後ライナ５０は、前ライナ４０よりも機械的強度が高い合金製であればよい。
　例えば、機械的強度を向上させるために、熱処理、物理的処理、化学的処理によるものなど、種々の硬化処理を採用可能である。また、材料についても、例えば、クロム鋼、クロムモリブデン鋼、ニッケルクロム鋼等の他、種々の機械構造用合金鋼を採用することができる。また、機械的強度は、表面に硬化層を形成するだけでなく、ＳＫＤ等の合金工具鋼を用いて全体を硬化させてもよいし、また、硬化処理を施すことの有無も限定されず、例えばステライトのような合金を用いてもよい。
　また、例えば上記実施形態では、後ライナ５０は、前室ポート４に対向する位置まで延設され、前室ポート４に対向する面に、周方向に離隔する複数の貫通孔５８が径方向に貫通して穿孔されている例で説明したが、これに限定されず、図７の比較例に示す形態のように、前室用ライナ３０（後ライナ５０）の後端部の位置を、前室ポート４の前側の位置に留めた長さとすることもできる。
　しかし、前室通路５の開口部に対して周方向で最も離れた側の部分へのキャビテーションの偏在をより好適に緩和する上では、後ライナ５０を、前室ポート４に対向する位置まで延設し、前室ポート４に対向する面に、周方向に離隔する複数の貫通孔５８を径方向に貫通して形成することが好ましい。さらに、シリンダ１０の内径部でのエロージョンの発生を防止するためにも、後ライナ５０を前室ポート４の後側まで延設することは好ましい。
　また、例えば上記実施形態では、「第二のドレン回路」として、クッション室３よりも前方の位置である、前ライナ４０と後ライナ５０との境界部に、周方向に離隔して径方向に沿って第一端面溝４６を形成し、「第一端面溝４６～スリット４８～第二端面溝４７」からなる複数の連通孔が、低圧回路に常に連通されている例で説明したが、これに限定されない。
　例えば、「第二のドレン回路」は、ライナ軸受部を通る圧油の「第一のドレン回路」とは別個に形成されて、ライナ軸受部以外の箇所を通ってクッション室３に連通されていれば、種々変形可能である。また、「第二のドレン回路」は、複数の連通孔をクッション室３よりも前方の位置に設けることは好ましいが、複数の連通孔の形成位置は、前ライナ４０と後ライナ５０との境界部に限定されない。前室用ライナ３０を一体構造のライナから構成する場合は勿論、前ライナ４０と後ライナ５０とから前室用ライナ３０を構成する場合であっても同様である。
　しかし、前室用ライナ３０を前ライナ４０と後ライナ５０とから構成する場合に、クッション室３での油温上昇を抑制して、前室用ライナ３０との摺接箇所でのピストン２０の「カジリ」の発生を低減する上では、前ライナ４０と後ライナ５０との境界部に、周方向に離隔して径方向に沿って貫通形成された複数の径方向連通路を設け、この複数の径方向連通路が低圧回路に常に連通されるように「第二のドレン回路」を構成することは好ましい。
　また、例えば上記実施形態では、クッション室３の液室形状と容積につき、第一円環部５１と、これよりも大径な第二円環部５２とからクッション室３を構成し、さらに、第二円環部５２を形成する前方側の端面が、軸方向と直交する直交面５３とされている例で説明したが、これに限定されず、クッション室３の液室形状を、例えば図７の比較例に示す形態のように、一の円環部のみから構成してもよい。
　しかし、前室２での作動油の圧力低下時におけるキャビテーションの発生をより好適に抑制する上では、クッション室３を、第一円環部５１と、この第一円環部５１の前側に設けた容積の大きな第二円環部５２とを有する構成とすることが好ましい。また、第二円環部５２を形成する前方側の端面を、例えば図７の比較例に示す形態のように、傾斜面により構成してもよい。しかし、軸受機能をもつ前ライナ４０側に向かうキャビテーションをより好適に抑制する上では、第二円環部５２を形成する前方側の端面は、軸方向と直交する直交面５３とすることが好ましい。
　１　液圧式打撃装置
　２　前室
　３　クッション室
　４　前室ポート
　５　前室通路
　６　フロントヘッド
　７　バックヘッド
　８　後室
　９　切換弁機構
　１０　シリンダ
　２０　ピストン
　２１、２２　大径部
　２３、２４　小径部
　２５　制御用溝部
　２６　円錐面
　２７　直交面
　３０　前室用ライナ
　３２　シールリテーナ
　４０　前ライナ
　４１　つば部
　４２　軸受部
　４５　ドレンポート
　４６　第一端面溝（第一の径方向連通路）
　４７　第二端面溝（第二の径方向連通路）
　４８　スリット（軸方向連通路）
　４９　ドレン通路
　５０　後ライナ
　５１　第一円環部
　５２　第二円環部
　５３　直交面
　５４　小径部
　５５　延設部
　５６　外面側円環状溝
　５７　内面側円環状溝
　５８　貫通孔
　５９　円錐面
　６２　柱部
　６３　後ライナ（前）
　６４　後ライナ（後）
　８０　後室用ライナ
　８１　後室画成部
　８２　軸受部
　８３　シールリテーナ部
　８４　ドレン用の連通孔
　８５　後室通路
　９１　高圧回路
　９２　低圧回路

Claims (7)

  1. 　シリンダ内に摺嵌されたピストンを前後進させて打撃用のロッドを打撃する液圧式打撃装置であって、
    　前記ピストンの外周面と前記シリンダの内周面との間に画成されて前後に離隔配置された前室および後室と、前記ピストンの前進時に前記前室を低圧回路に切り替えて前記ピストンの前進および後退が繰返されるように作動油を給排させる切換弁機構とを備え、
    　前記前室は、前記シリンダ内面に嵌合された前室用ライナを有し、前記前室用ライナには、前記前室と連通して作動油が満たされる液室空間がクッション室として設けられており、
    　前記クッション室は、前記前室用ライナのライナ軸受部を通る作動油を低圧回路に導くドレン回路とは別個に設けられて前記ライナ軸受部以外の箇所を通る第二のドレン回路を有することを特徴とする液圧式打撃装置。
  2. 　前記第二のドレン回路は、前記ライナ軸受部以外の箇所を通る一または複数の連通孔を介して当該クッション室内の作動油を低圧回路に常に連通させており、
    　前記一または複数の連通孔の総通路面積は、前記ライナ軸受部のクリアランス量に対して、下記（式１）に規定する所定範囲内の面積に設定されていることを特徴とする請求項１に記載の液圧式打撃装置。
    　　０．１Ａｐｆ＜Ａ＜２．５Ａｐｆ　・・・・・（式１）
    　　但し、Ａｐｆ：ライナ軸受部のクリアランス量
    　　　　Ａ：連通孔の総通路面積
  3. 　前記前室用ライナは、前記一または複数の連通孔として、前記クッション室に連通するとともに周方向に離隔して且つ径方向に沿って貫通形成された径方向連通路と、前記径方向連通路の位置に合せて該径方向連通路に連通するように当該前室用ライナの外周面に軸方向に沿って形成されたスリットからなる軸方向連通路とを有し、
    　前記前室用ライナの前端側の外周面と前記シリンダの内周面との間に、前記軸方向連通路に連通するドレンポートが形成されるとともに、前記ドレンポートに前記低圧回路に常に連通される低圧ポートが接続されており、
    　前記第二のドレン回路は、前記クッション室の作動油を、前記径方向連通路、前記軸方向連通路および前記ドレンポートをこの順に通じて前記低圧回路に常に連通されていることを特徴とする請求項１または２に記載の液圧式打撃装置。
  4. 　シリンダ内に摺嵌されたピストンを前後進させて打撃用のロッドを打撃する液圧式打撃装置であって、
    　前記ピストンの外周面と前記シリンダの内周面との間に画成されて前後に離隔配置された前室および後室と、前記ピストンの前進時に前記前室を低圧回路に切り替えて前記ピストンの前進および後退が繰返されるように作動油を給排させる切換弁機構とを備え、
    　前記前室は、当該前室の前方に、前記シリンダ内面に嵌合された前室用ライナを有し、前記前室用ライナは、軸方向前後に二分割された前ライナと後ライナとから構成され、
    　前記前ライナは、銅合金製であってピストンの摺動を支持する軸受部材とされ、前記後ライナは、前記前ライナよりも機械的強度が高い合金製であることを特徴とする液圧式打撃装置。
  5. 　前記シリンダ内面に、前記後ライナの後方側の外周面に対向して円環状に形成された前室ポートを有し、この前室ポートに連通するように前記前室の作動油の高低圧を切替える前室通路が接続され、
    　前記後ライナは、前記前室ポートに対向する位置まで延設されるとともに、前記前室ポートに対向する面に、周方向に離隔する複数の貫通孔が径方向に貫通して形成されていることを特徴とする請求項４に記載の液圧式打撃装置。
  6. 　シリンダ内に摺嵌されたピストンを前後進させて打撃用のロッドを打撃する液圧式打撃装置であって、
    　前記ピストンの外周面と前記シリンダの内周面との間に画成されて前後に離隔配置された前室および後室と、前記ピストンの前進時に前記前室を低圧回路に切り替えて前記ピストンの前進および後退が繰返されるように作動油を給排させる切換弁機構とを備え、
    　前記前室は、前記シリンダ内面に嵌合された前室用ライナを有し、前記前室用ライナには、前記前室と連通して作動油が満たされる液室空間がクッション室として設けられており、
    　前記クッション室は、後端部側の第一円環部と、この第一円環部の前方に隣接して形成されて第一円環部よりも大径の第二円環部とを有することを特徴とする液圧式打撃装置。
  7. 　前記第二円環部を形成する前方側の端面は、軸方向と直交する直交面とされていることを特徴とする請求項６に記載の液圧式打撃装置。
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