JP2018162750A - 斜軸式液圧回転機 - Google Patents

Abstract

【課題】シリンダブロックの各シリンダ穴とセクタバルブの給排ポートとの位置ずれを抑える。【解決手段】 斜軸式油圧ポンプ１は、ケーシング２と、ドライブディスク５Ａを有する回転軸５と、複数のシリンダ穴７Ｃを有するシリンダブロック７と、各シリンダ穴７Ｃに挿嵌されドライブディスク５Ａに連結されたピストン８と、シリンダブロック７の軸中心穴７Ａに嵌合されたセンタシャフト９と、シリンダブロック７が摺動し各シリンダ穴７Ｃに連通する給排ポートが設けられたセクタバルブ１０とを含んで構成される。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との間に形成されるドライブディスク側クリアランス１３Ａは、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との間に形成される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。【選択図】 図３

Description

本発明は、例えば油圧ショベル、ホイールローダ等の建設機械や各種産業機械に油圧ポンプまたは油圧モータとして好適に用いられる斜軸式液圧回転機に関する。

一般に、油圧ショベル、ホイールローダ等の建設機械には、油圧機器の油圧源として用いられる油圧ポンプ、走行用または旋回用の駆動源として用いられる油圧モータ等の斜軸式液圧回転機が搭載されている。

斜軸式液圧回転機としての斜軸式油圧ポンプは、筒状のケーシングと、前記ケーシングの長さ方向の一側に回転可能に支持されケーシング内に位置する端部にドライブディスクが設けられた回転軸と、前記ケーシング内に回転可能に設けられ周方向に離間して軸方向に延びる複数のシリンダ穴が形成されたシリンダブロックと、前記シリンダブロックの各シリンダ穴内に摺動可能に挿嵌され一側が前記ドライブディスクに揺動可能に連結され他側がピストン本体となった複数のピストンと、前記シリンダブロックの回転中心軸に沿って設けられた軸中心穴と、前記シリンダブロックの軸中心穴に嵌合され前記シリンダブロックのセンタリングを行うセンタシャフトと、前記ケーシングの長さ方向の他側に位置して前記シリンダブロックとの間に設けられ、前記シリンダブロックが摺接する凸球面部を有すると共に前記各シリンダ穴に連通する給排ポートが設けられたセクタバルブと、前記シリンダブロックと前記センタシャフトとの間に設けられ前記シリンダブロックを前記セクタバルブに押付けるスプリングとを含んで構成されている。

斜軸式油圧ポンプは、エンジン等の原動機によって回転軸を回転駆動することにより、ケーシング内でドライブディスクと共にシリンダブロックが回転する。シリンダブロックの回転中心軸は、回転軸に対して傾斜している。このため、シリンダブロックの回転によって各シリンダ穴内でピストンが往復運動し、低圧ポートから吸込んだ作動油がピストンによって加圧され、高圧ポートを通じて圧油として吐出される（参考文献１）。

斜軸式油圧ポンプの作動時には、各ピストンがシリンダブロックに形成されたシリンダ穴の内壁と開口周縁部とに接触することにより、ドライブディスクからシリンダブロックに回転力が伝達され、ドライブディスクとシリンダブロックとが一体的に回転する。ここで、シリンダブロックの各シリンダ穴に挿嵌された複数本のピストンのうち、１本のピストンがシリンダ穴の内壁と開口周縁部とに接触する領域（接触領域）は、当該ピストンが挿嵌されたシリンダ穴が低圧ポートに連通するときの一定区間（低圧側の接触領域）と、高圧ポートに連通するときの一定区間（高圧側の接触領域）となる。

このように、シリンダブロックの各シリンダ穴に挿嵌された各ピストンは、シリンダブロックが１回転する間に、低圧側の接触領域と高圧側の接触領域においてシリンダ穴の内壁と開口周縁部とに接触し、これにより、回転軸からシリンダブロックに回転力が伝達される構成となっている。

特開平１０−２３８４５７号公報

ここで、シリンダブロックの回転中心軸と、シリンダブロックの軸中心穴に嵌合されたセンタシャフトの中心軸とが一致している場合には、シリンダブロックが１回転する間に各ピストンがシリンダ穴の内壁と開口周縁部とに接触する低圧側の接触領域の幅と、高圧側の接触領域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は吐出側が高圧となるため、シリンダブロックはセクタバルブ側に傾く。センタシャフトは、このシリンダブロックの傾きを抑制しつつシリンダブロックを支持している。

この場合、センタシャフトは、シリンダブロックの軸中心穴のうちドライブディスク側の端部に当接するドライブディスク側支持部と、シリンダブロックの軸中心穴のうちセクタバルブ側の端部に当接するセクタバルブ側支持部との２点でシリンダブロックを支持する。このため、油圧ポンプの作動時にセクタバルブ側に押付けられたシリンダブロックは、センタシャフトのドライブディスク側支持部とセクタバルブ側支持部との２点に当接する位置まで、セクタバルブの凸球面部上を移動する。

これにより、シリンダブロックに形成された各シリンダ穴と、セクタバルブに形成された給排ポートとが位置ずれを生じる可能性がある。各シリンダ穴と給排ポートとが位置ずれを生じた場合には、各シリンダ穴からセクタバルブの凸球面部側に作動油が漏洩することにより、ポンプ効率が低下してしまう。

本発明は、上述した従来技術の問題に鑑みなされたもので、シリンダブロックの各シリンダ穴とセクタバルブの給排ポートとの位置ずれを抑えると共に、各シリンダ穴に対するピストンの摺動抵抗を抑えることができる斜軸式液圧回転機を提供することを目的としている。

本発明は、筒状のケーシングと、前記ケーシングの長さ方向の一側に回転可能に支持され前記ケーシング内に位置する端部にドライブディスクが設けられた回転軸と、前記ケーシング内に回転可能に設けられ周方向に離間して軸方向に延びる複数のシリンダ穴が形成されたシリンダブロックと、一側が前記ドライブディスクに揺動可能に連結され他側がピストン本体となって前記シリンダブロックの前記各シリンダ穴内に摺動可能に挿嵌された複数のピストンと、前記シリンダブロックの回転中心軸に沿って設けられた軸中心穴と、一側が前記ドライブディスクの回転中心に連結されると共に他側が前記シリンダブロックの前記軸中心穴に嵌合され前記シリンダブロックのセンタリングを行うセンタシャフトと、前記ケーシングの長さ方向の他側に位置して前記シリンダブロックとの間に設けられ、前記シリンダブロックが摺接すると共に前記各シリンダ穴に連通する給排ポートが設けられたセクタバルブと、前記シリンダブロックと前記センタシャフトとの間に設けられ前記シリンダブロックを前記セクタバルブに押付けるスプリングとを備えてなる斜軸式液圧回転機に適用される。

本発明の特徴は、前記センタシャフトは、前記ドライブディスク側で前記シリンダブロックを支持するドライブディスク側支持部と、前記セクタバルブ側で前記シリンダブロックを支持するセクタバルブ側支持部とを有し、前記センタシャフトの前記ドライブディスク側支持部と前記シリンダブロックの前記軸中心穴との間に形成される径方向隙間であるドライブディスク側クリアランスを、前記センタシャフトの前記セクタバルブ側支持部と前記シリンダブロックの前記軸中心穴との間に形成される径方向隙間であるセクタバルブ側クリアランスよりも大きく設定したことにある。

本発明によれば、センタシャフトとシリンダブロックの軸中心穴との間に形成されるクリアランスが、ドライブディスク側よりもセクタバルブ側で小さくなるので、セクタバルブの凸球面部に対するシリンダブロックの位置ずれを抑え、さらにシリンダブロック回転中心軸が適度に傾けられ、摺動性を向上させることができる。従って、シリンダブロックの各シリンダ穴とセクタバルブの給排ポートとの位置ずれを抑え、各シリンダ穴からセクタバルブの凸球面部側への作動油の漏洩を抑制することにより、ポンプ効率を高めることができる。一方、シリンダブロックの回転中心軸がセンタシャフトの中心軸に対して適度に傾くことにより、油圧ポンプの場合には、シリンダブロックが１回転する間における各ピストンの低圧側（吸込側）の接触領域の幅を増大させることができる。これにより、ピストンがシリンダ穴の開口周縁部から突出するときに、シリンダ穴の開口周縁部に潤滑油（作動油）が押し込まれる事でくさび膜効果が生じ、シリンダブロックの各シリンダ穴とピストンとの間の潤滑性を向上させ、各シリンダ穴に対するピストンの摺動抵抗を抑えることができる。

本発明の実施の形態による斜軸式油圧ポンプを横から観た断面図である。 図１中のセンタシャフトとシリンダブロックの軸中心穴との間のクリアランスを誇張して示す図１中の矢示II−II方向から観た模式的な断面図である。 図２中のセンタシャフトの中心軸に対してシリンダブロックの回転中心軸が傾いた状態を示す図２と同様位置から観た模式的な断面図である。 シリンダブロックと各ピストンを、各ピストンとシリンダ穴との隙間を誇張して状態で示す図１中の矢示IV−IV方向から観た模式的な断面図である。 センタシャフトの中心軸に対してシリンダブロックの回転中心軸が傾いた状態で、シリンダブロックと各ピストンを示す図４と同様な模式的な断面図である。 ドライブディスク側クリアランスと、セクタバルブ側クリアランスとが等しく設定された第１の比較例を示す図２と同様位置から観た模式的な断面図である。 センタシャフトの中心軸に対してシリンダブロックの回転中心軸が傾いた状態を示す図６と同様位置から観た模式的な断面図である。 ドライブディスク側クリアランスが、セクタバルブ側クリアランスよりも小さく設定された第２の比較例を示す図２と同様位置から観た模式的な断面図である。 センタシャフトの中心軸に対してシリンダブロックの回転中心軸が傾いた状態を示す図８と同様位置から観た模式的な断面図である。

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。

１ 斜軸式油圧ポンプ
２ ケーシング
５ 回転軸
５Ａ ドライブディスク
７ シリンダブロック
７Ａ 軸中心穴
７Ｃ シリンダ穴
８ ピストン
９ センタシャフト
９Ｃ ドライブディスク側支持部
９Ｄ セクタバルブ側支持部
１０ セクタバルブ
１０Ｂ 凸球面部
１０Ｃ，１０Ｄ 給排ポート
１１ スプリング
１３Ａ ドライブディスク側クリアランス
１３Ｂ セクタバルブ側クリアランス

Claims (2)

1. 筒状のケーシングと、
   前記ケーシングの長さ方向の一側に回転可能に支持され前記ケーシング内に位置する端部にドライブディスクが設けられた回転軸と、
   前記ケーシング内に回転可能に設けられ周方向に離間して軸方向に延びる複数のシリンダ穴が形成されたシリンダブロックと、
   一側が前記ドライブディスクに揺動可能に連結され他側がピストン本体となって前記シリンダブロックの前記各シリンダ穴内に摺動可能に挿嵌された複数のピストンと、
   前記シリンダブロックの回転中心軸に沿って設けられた軸中心穴と、
   一側が前記ドライブディスクの回転中心に連結されると共に他側が前記シリンダブロックの前記軸中心穴に嵌合され前記シリンダブロックのセンタリングを行うセンタシャフトと、
   前記ケーシングの長さ方向の他側に位置して前記シリンダブロックとの間に設けられ、前記シリンダブロックが摺接すると共に前記各シリンダ穴に連通する給排ポートが設けられたセクタバルブと、
   前記シリンダブロックと前記センタシャフトとの間に設けられ前記シリンダブロックを前記セクタバルブに押付けるスプリングとを備えてなる斜軸式液圧回転機において、
   前記センタシャフトは、前記ドライブディスク側で前記シリンダブロックを支持するドライブディスク側支持部と、前記セクタバルブ側で前記シリンダブロックを支持するセクタバルブ側支持部とを有し、
   前記センタシャフトの前記ドライブディスク側支持部と前記シリンダブロックの前記軸中心穴との間に形成される径方向隙間であるドライブディスク側クリアランスを、前記センタシャフトの前記セクタバルブ側支持部と前記シリンダブロックの前記軸中心穴との間に形成される径方向隙間であるセクタバルブ側クリアランスよりも大きく設定したことを特徴とする斜軸式液圧回転機。
2. 前記ドライブディスク側クリアランスと前記セクタバルブ側クリアランスとの差を寸法差Ｘとしたときに、
   前記寸法差Ｘは、０．０１０ｍｍ＜Ｘ＜０．１０ｍｍの範囲に設定されていることを特徴とする請求項１に記載の斜軸式液圧回転機。

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