以下、本発明に係る液圧回転機の実施の形態について、可変容量型の斜軸式油圧ポンプを例に挙げ、図1ないし図5を参照しつつ詳細に説明する。
図1において、可変容量型の斜軸式油圧ポンプ1は、作動油タンクからの作動油を吸込んで加圧し、加圧した作動油(圧油)を各種の油圧機器(いずれも図示せず)に供給するものである。
ケーシング2は、斜軸式油圧ポンプ1の外殻を構成している。ケーシング2は、筒状のケーシング本体3とヘッドケーシング4とを含んで構成されている。ここで、ケーシング本体3は、長さ方向の一側に位置し後述の回転軸5を支持する軸支持部3Aと、長さ方向の他側に位置し後述のシリンダブロック7を収容するシリンダブロック収容部3Bとを有している。シリンダブロック収容部3Bの長さ方向の他端には、ヘッドケーシング4が取付けられている。
ヘッドケーシング4は、ケーシング本体3のシリンダブロック収容部3Bの他端を閉塞して設けられている。ヘッドケーシング4は、ケーシング本体3側に位置する一端面に凹湾曲面状の凹状摺動面4Aを有している。凹状摺動面4Aは、後述のセクタバルブ10がセンタシャフト9の球面部9Aを支点として揺動したときの揺動半径に沿う凹湾曲面として形成されている。一方、ヘッドケーシング4には、凹状摺動面4Aの奥部に位置して後述する傾転機構12のシリンダ穴12Aが設けられている。さらに、ヘッドケーシング4には、シリンダ穴12Aを挟む両側に吸込通路、吐出通路(いずれも図示せず)が設けられている。
回転軸5は、ケーシング2の長さ方向の一側となるケーシング本体3の軸支持部3Aに回転可能に支持されている。回転軸5の長さ方向の一側は、軸受6A,6Bを介して軸支持部3Aに回転可能に支持され、ケーシング本体3から突出した突出端は、原動機の出力軸等(図示せず)に接続されるようになっている。一方、ケーシング本体3内に収容された回転軸5の長さ方向の他側には、円板状のドライブディスク5Aが設けられている。
シリンダブロック7は、ケーシング本体3のシリンダブロック収容部3B内に回転可能に設けられている。シリンダブロック7は全体として円柱状をなし、シリンダブロック7の中心部には、シリンダブロックの回転中心軸に沿って軸中心穴7Aが設けられている。軸中心穴7Aは、シリンダブロック7のうちドライブディスク5A側に位置する一側端面7B側が開口端となり、後述するセンタシャフト9が挿嵌されている。シリンダブロック7には、軸中心穴7Aの周囲に複数(1個のみ図示)のシリンダ穴7Cが設けられている。これら各シリンダ穴7Cは、一側端面7B側が開口端となり、シリンダブロック7の周方向に均等な間隔をもって離間した状態で軸方向に延びている。
ここで、シリンダブロック7は、ヘッドケーシング4側の端面が凹球面状に湾曲した凹球面部7Dとなり、この凹球面部7Dは後述するセクタバルブ10の凸球面部10Bに対して摺動するものである。凹球面部7Dには、各シリンダ穴7Cに対応する位置で複数のシリンダポート7E(1個のみ図示)が開口している。また、シリンダブロック7の凹球面部7D側には、軸中心穴7Aの底部となるばね受部7Fが設けられている。
複数本のピストン8(1本のみ図示)は、シリンダブロック7の各シリンダ穴7C内に設けられている。各ピストン8の軸方向の一側は各シリンダ穴7Cの開口周縁部7Gから突出し、その突出端には球面部8Aが設けられている。各ピストン8の球面部8Aは、回転軸5のドライブディスク5Aに揺動可能に連結されている。各ピストン8の軸方向の他側は、円筒状のピストン本体8Bとなって各シリンダ穴7C内に摺動可能に挿嵌されている。ピストン本体8Bの他端には小球面部8Cが設けられ、小球面部8Cとシリンダ穴7Cの内周面との間は、小球面部8Cに嵌着された環状のピストンリング8Dによってシールされている。
センタシャフト9は、シリンダブロック7の軸中心穴7Aに嵌合されている。このセンタシャフト9は、回転軸5のドライブディスク5Aとセクタバルブ10との間でシリンダブロック7を傾転自在に支持し、シリンダブロック7のセンタリングを行うものである。センタシャフト9の軸方向の一端は球面部9Aとなり、この球面部9Aは、ドライブディスク5Bの回転中心に揺動可能に連結されている。また、センタシャフト9には有底穴9Bが形成され、この有底穴9B内には後述のスプリング11が設けられている。
ここで、センタシャフト9は、シリンダブロック7の軸中心穴7Aのうちドライブディスク5A側の端部(軸中心穴7Aの開口端縁)に当接するドライブディスク側支持部9Cと、シリンダブロック7の軸中心穴7Aのうち後述するセクタバルブ10側の端部に当接するセクタバルブ側支持部9Dとの2点で、シリンダブロック7を支持する構成となっている。
セクタバルブ10は、ケーシング2の長さ方向の他側に位置するヘッドケーシング4とシリンダブロック7との間に設けられている。セクタバルブ10は、後述する傾転機構12により、センタシャフト9の球面部9Aを傾転中心としてシリンダブロック7と共に傾転するものである。ここで、セクタバルブ10のヘッドケーシング4側の端面には、凸湾曲面状の凸状摺動面10Aが設けられている。凸状摺動面10Aは、ヘッドケーシング4の凹状摺動面4Aに対応した凸湾曲面状に形成され、この凹状摺動面4A上を摺動する。
一方、セクタバルブ10のシリンダブロック7側の端面には、凸球面状の凸球面部10Bが設けられている。この凸球面部10Bは、シリンダブロック7の凹球面部7Dが摺動するものである。また、セクタバルブ10には、眉形状をなして周方向に延びる一対の給排ポート10C,10Dが形成されている。これら各給排ポート10C,10Dは、シリンダブロック7の回転に伴って各シリンダ穴7Cのシリンダポート7Eと間欠的に連通する。また、セクタバルブ10の中心部には、軸方向に貫通するシャフト孔10Eが設けられている。
スプリング11は圧縮ばねにより構成され、シリンダブロック7とセンタシャフト9との間に設けられている。スプリング11はセンタシャフト9の有底穴9B内に縮装され、スプリング11の一端は有底穴9Bの底部に当接し、スプリング11の他端はシリンダブロック7のばね受部7Fに当接している。スプリング11は、シリンダブロック7をセクタバルブ10に向けて付勢し、シリンダブロック7は、凹球面部7Dをセクタバルブ10の凸球面部10Bに密着させた状態でセクタバルブ10に対して回転する。
傾転機構12は、ヘッドケーシング4に設けられ、回転軸5に対してシリンダブロック7とセクタバルブ10とを傾転させるものである。この傾転機構12は、ヘッドケーシング4に設けられセクタバルブ10の傾転方向に延びたシリンダ穴12Aと、シリンダ穴12A内に挿嵌されシリンダ穴12A内に油室12B,12Cを画成するサーボピストン12Dと、サーボピストン12Dの長さ方向の中間部位に径方向に突出して設けられたリンクピン12Eとを含んで構成されている。リンクピン12Eの先端は、セクタバルブ10のシャフト孔10Eに挿入されている。
傾転機構12のサーボピストン12Dは、油室12Bまたは油室12C内に油液を供給することによりシリンダ穴12A内を移動する。このサーボピストン12Dの移動がリンクピン12Eを介してセクタバルブ10に伝わり、セクタバルブ10が、シリンダブロック7と共にヘッドケーシング4の凹状摺動面4Bに沿って摺動することにより、回転軸5に対するシリンダブロック7とセクタバルブ10の傾転角度が調整される。
次に、本実施の形態におけるシリンダブロック7の軸中心穴7Aとセンタシャフト9との間に形成されるクリアランスについて、図2および図3を参照して説明する。
図2に示すように、シリンダブロック7の軸中心穴7A内に配置されたセンタシャフト9の中心軸αと、シリンダブロック7の回転中心軸βとが一致した状態において、センタシャフト9のドライブディスク側支持部9Cと軸中心穴7Aの内周面との間には、径方向隙間であるドライブディスク側クリアランス13Aが形成されている。一方、センタシャフト9のセクタバルブ側支持部9Dと軸中心穴7Aの内周面との間には、径方向隙間であるセクタバルブ側クリアランス13Bが形成されている。本実施の形態では、ドライブディスク側クリアランス13Aが、セクタバルブ側クリアランス13Bよりも大きくなるように設定されている(13A>13B)。
また、ドライブディスク側クリアランス13Aと、セクタバルブ側クリアランス13Bとの差を寸法差Xとしたときに、この寸法差Xは、下記数1の範囲に設定されている。
斜軸式油圧ポンプ1の作動時には、吐出側が吸込側に比較して高圧となるため、シリンダブロック7はセクタバルブ10側に傾く。このとき、図3に示すように、シリンダブロック7は、軸中心穴7Aの内周面のうちセクタバルブ10側の端部がセンタシャフト9のセクタバルブ側支持部9Dに当接し、軸中心穴7Aの開口端縁がセンタシャフト9のドライブディスク側支持部9Cに当接する位置まで、セクタバルブ10の凸球面部10B上を移動する。従って、シリンダブロック7の軸中心穴7Aとセンタシャフト9との間のクリアランスの範囲で、センタシャフト9の中心軸αに対してシリンダブロック7の回転中心軸βが傾く。
この場合、ドライブディスク側クリアランス13Aが、セクタバルブ側クリアランス13Bよりも大きく設定されることにより、センタシャフト9の中心軸αとシリンダブロック7の回転中心軸βとは、シリンダブロック7の軸方向の中間位置よりもセクタバルブ10側に偏った交点Pにおいて交わる。このため、シリンダブロック7の一側端面7Bにおけるセンタシャフト9の中心軸αとシリンダブロック7の回転中心軸βとのずれ量Eに比較して、シリンダブロック7の凹球面部7Dにおけるセンタシャフト9の中心軸αとシリンダブロック7の回転中心軸βとのずれ量Fを小さく抑えることができる。
従って、センタシャフト9の中心軸αに対してシリンダブロック7の回転中心軸βが傾いたとしても、セクタバルブ10の凸球面部10Bに対するシリンダブロック7の移動量を小さく抑えることができる。この結果、シリンダブロック7の各シリンダポート7Eとセクタバルブ10の給排ポート10Cとのずれ量Gを抑えることができ、シリンダ穴7C内の作動油が、シリンダポート7Eを通じてセクタバルブ10の凸球面部10B側に漏洩するのを抑えることができる構成となっている。
一方、斜軸式油圧ポンプ1の作動時に、センタシャフト9の中心軸αとシリンダブロック7の回転中心軸βとが一致している理想的な状態では、図4に示すように、シリンダブロック7が1回転する間に、各ピストン8がシリンダ穴7Cの内壁と開口周縁部7Gとに接触する低圧側の接触領域Aの幅と、高圧側の接触領域Bの幅とが等しくなる。
これに対し、実際の斜軸式油圧ポンプ1の作動時には、上述の如くセンタシャフト9の中心軸αに対してシリンダブロック7の回転中心軸βが傾くことにより、図5に示すように、シリンダブロック7が1回転する間に、各ピストン8がシリンダ穴7Cの内壁と開口周縁部7Gとに接触する低圧側の接触領域Cの幅と、高圧側の接触領域Dの幅とに偏りが生じる。即ち、斜軸式油圧ポンプ1の場合、低圧側の接触領域Cの幅が増大し、ピストン8がシリンダ穴7Cの内壁と開口周縁部7Gとに接触する時間が増加する。ここで、低圧側の接触領域Cにおいては、ピストン8は吸込行程となってシリンダ穴7Cから突出(伸長)する。このように、ピストン8がシリンダ穴7Cから突出するときには、ピストン8の小球面部8Cに嵌着されたピストンリング8Dとシリンダ穴7Cの開口周縁部7Gとの間で体積減少が生じ、シリンダ穴7Cの開口周縁部7Gに潤滑油(作動油)が押込まれる事で、シリンダ穴7Cの開口周縁部7Gとピストン8とが接触する部分に介在する油膜圧力の発生、所謂くさび膜効果が生じる。この結果、低圧側を摺動する各シリンダ穴7Cの開口周縁部7Gとピストン8との接触状態は、これらの間に油膜を介在させた状態となるため、潤滑性が向上する構成となっている。
次に、ドライブディスク側クリアランス13Aと、セクタバルブ側クリアランス13Bとの寸法差Xを、0.010mmより大きく0.10mmより小さく(0.010mm<X<0.10mm)設定した理由について説明する。
ドライブディスク側クリアランス13Aとセクタバルブ側クリアランス13Bとの寸法差Xを、0.010mよりも大きく(0.010mm<X)設定することにより、上述したように、シリンダ穴7Cの開口周縁部7Gにおけるピストン8の潤滑性は向上する。一方、ドライブディスク側クリアランス13Aとセクタバルブ側クリアランス13Bとの寸法差Xが、0.1mmよりも大きく(X>0.1mm)なると、シリンダ穴7Cの内周面に対するピストン8の小球面部8Cの潤滑性が低下することが実験的に求められている。
従って、シリンダ穴7Cの内周面に対するピストン8の小球面部8Cの潤滑性を損なうことなく、開口周縁部7Gにおけるピストン8(ピストン本体8B)の潤滑性を向上させるため、ドライブディスク側クリアランス13Aと、セクタバルブ側クリアランス13Bとの寸法差Xは、0.010mm<X<0.10mmの範囲に設定されている。
本実施の形態による斜軸式油圧ポンプ1は上述の如き構成を有するもので、以下、斜軸式油圧ポンプ1の作動について説明する。
エンジン、モータ等の原動機(図示せず)によって回転軸5を回転駆動すると、回転軸5のドライブディスク5Aと共にシリンダブロック7が回転する。シリンダブロック7の回転中心軸βは、回転軸5に対して傾斜しているので、シリンダブロック7の回転に伴って各シリンダ穴7C内でピストン8が往復動する。
シリンダブロック7の凹球面部7Dは、セクタバルブ10の凸球面部10B上を回転摺動し、シリンダブロック7に設けられた各シリンダ穴7Cのシリンダポート7Eは、セクタバルブ10に設けられた給排ポート10C,10Dに間欠的に連通する。シリンダポート7Eが各給排ポート10C,10Dのうち吸込側(低圧側)のポートに連通する半回転の間は、ピストン8がシリンダ穴7Cから突出する吸込行程となり、シリンダ穴7C内に作動油が吸込まれる。一方、シリンダポート7Eが各給排ポート10C,10Dのうち吐出側(高圧側)のポートに連通する半回転の間は、ピストン8がシリンダ穴7C内に進入する吐出行程となり、吸込行程でシリンダ穴7C内に吸込まれた作動油を加圧してセクタバルブ10の吐出側のポートに吐出する。このように吸入行程と吐出行程とを繰返すことにより、斜軸式油圧ポンプ1のポンプ作用が行われる。
また、斜軸式油圧ポンプ1の容量を変化させる場合には、傾転機構12の油室12Bまたは油室12C内に圧油を供給することにより、シリンダ穴12Aに沿ってサーボピストン12Dを変位させる。サーボピストン12Dの動作はリンクピン12Eを介してセクタバルブ10に伝わり、セクタバルブ10は、シリンダブロック7と共にヘッドケーシング4の凹状摺動面4Aに沿って摺動する。この結果、回転軸5に対するシリンダブロック7とセクタバルブ10の傾転角度が変化し、各ピストン8のストロークが変化することにより、斜軸式油圧ポンプ1の容量を変化させることができる。
ここで、斜軸式油圧ポンプ1の作動時には、給排ポート10C,10Dのうち吐出側となるポートが吸込側のポートよりも高圧となるため、シリンダブロック7はセクタバルブ10側に傾く。このとき、図3に示すように、シリンダブロック7は、軸中心穴7Aの内周面のうちセクタバルブ10側の端部がセンタシャフト9のセクタバルブ側支持部9Dに当接し、軸中心穴7Aの開口端縁がセンタシャフト9のドライブディスク側支持部9Cに当接する位置まで、セクタバルブ10の凸球面部10B上を移動する。これにより、シリンダブロック7は、センタシャフト9のドライブディスク側支持部9Cとセクタバルブ側支持部9Dとの2点で支持されるようになり、センタシャフト9の中心軸αに対してシリンダブロック7の回転中心軸βが傾く。
この場合、本実施の形態では、センタシャフト9のドライブディスク側支持部9Cとシリンダブロック7の軸中心穴7Aとの間に形成されたドライブディスク側クリアランス13Aが、センタシャフト9のセクタバルブ側支持部9Dとシリンダブロック7の軸中心穴7Aとの間に形成されたセクタバルブ側クリアランス13Bよりも大きく設定されている。これにより、センタシャフト9の中心軸αとシリンダブロック7の回転中心軸βとは、シリンダブロック7の軸方向の中間位置よりもセクタバルブ10側に偏った交点Pにおいて交わる。このため、シリンダブロック7の一側端面7Bにおけるセンタシャフト9の中心軸αとシリンダブロック7の回転中心軸βとのずれ量Eに比較して、シリンダブロック7の凹球面部7Dにおけるセンタシャフト9の中心軸αとシリンダブロック7の回転中心軸βとのずれ量Fを小さく抑えることができる。
従って、センタシャフト9の中心軸αに対してシリンダブロック7の回転中心軸βが傾いたとしても、セクタバルブ10の凸球面部10Bに対するシリンダブロック7の移動量を小さく抑えることができる。この結果、シリンダブロック7の各シリンダポート7Eとセクタバルブ10の給排ポート10Cとのずれ量Gを抑えることができ、シリンダ穴7C内の作動油が、シリンダポート7Eを通じてセクタバルブ10の凸球面部10B側に漏洩するのを抑えることができるので、斜軸式油圧ポンプ1のポンプ効率を高めることができる。
一方、センタシャフト9の中心軸αに対してシリンダブロック7の回転中心軸βが適度に傾くことにより、図5に示すように、シリンダブロック7が1回転する間に、各ピストン8がシリンダ穴7Cの内壁と開口周縁部7Gとに接触する低圧側の接触領域Cの幅が、高圧側の接触領域Dの幅よりも増大し、この接触領域Cにおいてピストン8がシリンダ穴7Cの内壁とシリンダ穴7Cの開口周縁部7Gとに接触する時間が増加する。この場合、低圧側の接触領域Cはピストン8の吸込行程となり、ピストン8がシリンダ穴7Cから突出するときに、ピストン8の小球面部8Cに嵌着されたピストンリング8Dとシリンダ穴7Cの開口周縁部7Gとの間で体積減少が生じることにより、シリンダ穴7Cの開口周縁部7Gに潤滑油(作動油)が押込まれる事でくさび膜効果が生じる。この結果、シリンダブロック7の各シリンダ穴7Cと各ピストン8との間の潤滑性が向上し、各シリンダ穴7Cに対する各ピストン8の摺動抵抗を抑えることができるので、回転軸5の回転をシリンダブロック7に効率良く伝達することができる。
次に、ドライブディスク側クリアランス13Aをセクタバルブ側クリアランス13Bよりも大きく(13A>13B)設定した理由について、第1,第2の比較例との比較に基づいて説明する。
図6および図7は第1の比較例を示している。第1の比較例では、シリンダブロック7′の軸中心穴7A′内に配置されたセンタシャフト9′の中心軸α′と、シリンダブロック7′の中心軸β′とが一致した状態において、センタシャフト9′のドライブディスク側支持部9C′と軸中心穴7A′との間に形成されるドライブディスク側クリアランス13A′と、センタシャフト9′のセクタバルブ側支持部9D′と軸中心穴7A′との間に形成されるセクタバルブ側クリアランス13B′とが等しく設定されている(13A′=13B′)。
シリンダブロック7′は、センタシャフト9′のドライブディスク側支持部9C′とセクタバルブ側支持部9D′との2点で支持されるので、センタシャフト9′の中心軸α′に対してシリンダブロック7′の中心軸β′が傾く。この場合、ドライブディスク側クリアランス13A′とセクタバルブ側クリアランス13B′とが等しいため、センタシャフト9′の中心軸α′とシリンダブロック7′の中心軸β′とは、シリンダブロック7′の軸方向のほぼ中間部となる交点P′において交わる。このため、シリンダブロック7′の一側端面7B′におけるセンタシャフト9′の中心軸α′とシリンダブロック7′の中心軸β′とのずれ量E′が大きくなり、このずれ量E′と、シリンダブロック7′の凹球面部7D′におけるセンタシャフト9′の中心軸α′とシリンダブロック7′の中心軸β′とのずれ量F′とは、ほぼ等しくなる(E′≒F′)。
このため、シリンダブロック7′の各シリンダポート7E′とセクタバルブ10′の給排ポート10C′,10D′との間のずれ量G′も大きくなってしまう。この結果、第1の比較例の場合には、各シリンダ穴7C′内の作動油が、シリンダポート7E′を通じてセクタバルブ10′凸球面部10B′側に漏洩してしまい、ポンプ効率が低下してしまう。
図8および図9は第2の比較例を示している。第2の比較例では、シリンダブロック7″の軸中心穴7A″内に配置されたセンタシャフト9″の中心軸α″と、シリンダブロック7″の中心軸β″とが一致した状態において、センタシャフト9″のドライブディスク側支持部9C″と軸中心穴7A″との間に形成されるドライブディスク側クリアランス13A″が、センタシャフト9″のセクタバルブ側支持部9D″と軸中心穴7A″との間に形成されるセクタバルブ側クリアランス13B″よりも小さく設定されている(13A″<13B″)。
シリンダブロック7″は、センタシャフト9″のドライブディスク側支持部9C″とセクタバルブ側支持部9D″との2点で支持されることにより、センタシャフト9″の中心軸α″に対してシリンダブロック7″の中心軸β″が傾く。この場合、ドライブディスク側クリアランス13A″が、セクタバルブ側クリアランス13B″よりも小さいため、センタシャフト9″の中心軸α″とシリンダブロック7″の中心軸β″とは、シリンダブロック7″の軸方向の中間部よりもセンタシャフト9″の球面部9A″側に偏った交点P″において交わる。このため、シリンダブロック7″の一側端面7B″におけるセンタシャフト9″の中心軸α″とシリンダブロック7″の中心軸β″とのずれ量E″は小さくなる。
しかし、シリンダブロック7″の凹球面部7D″におけるセンタシャフト9″の中心軸α″とシリンダブロック7″の中心軸β″のずれ量F″は大きくなる。このため、シリンダブロック7″の各シリンダポート7E″とセクタバルブ10″の給排ポート10C″,10D″との間のずれ量G″が大きくなってしまう。この結果、第2の比較例の場合にも、各シリンダ穴7C″内の作動油が、シリンダポート7E″を通じてセクタバルブ10″の凸球面部10B″側に漏洩してしまい、ポンプ効率が低下してしまう。
かくして、本実施の形態による斜軸式油圧ポンプ1は、センタシャフト9が、回転軸5のドライブディスク5A側でシリンダブロック7を支持するドライブディスク側支持部9Cと、セクタバルブ10側でシリンダブロック7を支持するセクタバルブ側支持部9Dとを有し、ドライブディスク側支持部9Cとシリンダブロック7の軸中心穴7Aとの間に形成されるドライブディスク側クリアランス13Aを、セクタバルブ側支持部9Dとシリンダブロック7の軸中心穴7Aとの間に形成されるセクタバルブ側クリアランス13Bよりも大きく設定している。
これにより、斜軸式油圧ポンプ1の作動時にセンタシャフト9の中心軸αに対してシリンダブロック7の回転中心軸βが傾いたとしても、図3に示すように、センタシャフト9の中心軸αとシリンダブロック7の回転中心軸βとは、セクタバルブ10側に偏った交点Pにおいて交わるので、セクタバルブ10の凸球面部10Bに対するシリンダブロック7の移動量を小さく抑えることができる。この結果、シリンダブロック7の各シリンダ穴7Cとセクタバルブ10の給排ポート10C,10Dとのずれ量Gを抑え、各シリンダ穴7Cからセクタバルブ10の凸球面部10B側に作動油が漏洩するのを抑えることにより、ポンプ効率を高めることができる。
一方、シリンダブロック7の回転中心軸βがセンタシャフトの中心軸αに対して適度に傾くことにより、図5に示すように、シリンダブロックが1回転する間における各ピストン8の低圧側(吸込側)の接触領域Cの幅を増大させることができる。これにより、ピストン8が各シリンダ穴7Cの開口周縁部7Gから突出するときに、くさび膜効果によって各シリンダ穴7Cとピストン8との間の潤滑性を向上させ、各シリンダ穴7Cに対するピストン8の摺動抵抗を抑えることができるので、回転軸5の回転をシリンダブロック7に効率良く伝達することができる。
しかも、ドライブディスク側クリアランス13Aとセクタバルブ側クリアランス13との差を寸法差Xとしたときに、この寸法差Xは、0.010mm<X<0.10mmの範囲に設定されている。
これにより、ドライブディスク側クリアランス13Aとセクタバルブ側クリアランス13Bとの差が過大となるのを抑え、センタシャフト9の中心軸αに対し、シリンダブロック7の回転中心軸βを適正な範囲で傾けることができる。この結果、シリンダブロック7の各シリンダ穴7Cからセクタバルブ10の凸球面部10B側への作動油の漏洩を抑制する効果と、シリンダブロック7の各シリンダ穴7Cとピストン8との間の潤滑性を向上させる効果とを両立させることができる。
なお、実施の形態では、液圧回転機として可変容量型の斜軸式油圧ポンプ1を例に挙げて説明している。しかし、本発明はこれに限るものではなく、例えば定容量型の斜軸式油圧ポンプにも適用することができる。