JP2577974B2 - 容量可変型斜軸式液圧機械 - Google Patents
容量可変型斜軸式液圧機械Info
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- F03C1/00—Reciprocating-piston liquid engines
- F03C1/02—Reciprocating-piston liquid engines with multiple-cylinders, characterised by the number or arrangement of cylinders
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
- F04B1/00—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders
- F04B1/12—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinder axes coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis
- F04B1/20—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinder axes coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis having rotary cylinder block
- F04B1/22—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinder axes coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis having rotary cylinder block having two or more sets of cylinders or pistons
- F04B1/24—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinder axes coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis having rotary cylinder block having two or more sets of cylinders or pistons inclined to the main shaft axis
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- F04B1/2078—Swash plates
- F04B1/2085—Bearings for swash plates or driving axles
-
- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F15—FLUID-PRESSURE ACTUATORS; HYDRAULICS OR PNEUMATICS IN GENERAL
- F15B—SYSTEMS ACTING BY MEANS OF FLUIDS IN GENERAL; FLUID-PRESSURE ACTUATORS, e.g. SERVOMOTORS; DETAILS OF FLUID-PRESSURE SYSTEMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
- F15B7/00—Systems in which the movement produced is definitely related to the output of a volumetric pump; Telemotors
- F15B7/04—In which the ratio between pump stroke and motor stroke varies with the resistance against the motor
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
- F16C—SHAFTS; FLEXIBLE SHAFTS; ELEMENTS OR CRANKSHAFT MECHANISMS; ROTARY BODIES OTHER THAN GEARING ELEMENTS; BEARINGS
- F16C2360/00—Engines or pumps
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Description
【発明の詳細な説明】 〔産業上の利用分野〕 本発明は容量可変型の斜軸式油圧ポンプまたは油圧モ
ータ等として用いられる容量可変型斜軸式液圧機械に関
し、特に部分静圧軸受支持あるいは全静圧軸受支持によ
って回転軸を支持するようにした形式の容量可変型斜軸
式液圧機械に関する。
ータ等として用いられる容量可変型斜軸式液圧機械に関
し、特に部分静圧軸受支持あるいは全静圧軸受支持によ
って回転軸を支持するようにした形式の容量可変型斜軸
式液圧機械に関する。
一般に、斜軸式液圧機械は回転軸のドライブディスク
とシリンダブロックとが、該シリンダブロックに往復動
可能に設けられたピストンを介して連結されている。こ
のため、斜軸式液圧機械を油圧ポンプとして適用する場
合には、吐出行程で高圧側のピストンに作用する油圧反
力をドライブディスクを介して回転軸で受承し、同様に
油圧モータとして適用する場合には、吸込（供給）行程
で高圧側のピストンに作用する油圧反力をドライブディ
スクを介して回転軸で受承するようになっている。
とシリンダブロックとが、該シリンダブロックに往復動
可能に設けられたピストンを介して連結されている。こ
のため、斜軸式液圧機械を油圧ポンプとして適用する場
合には、吐出行程で高圧側のピストンに作用する油圧反
力をドライブディスクを介して回転軸で受承し、同様に
油圧モータとして適用する場合には、吸込（供給）行程
で高圧側のピストンに作用する油圧反力をドライブディ
スクを介して回転軸で受承するようになっている。
従って、この種の斜軸式液圧機械は、回転軸に油圧反
力によるラジアル荷重、スラスト荷重が作用するもので
あるから、該回転軸はこれらの荷重を支持しうる状態で
支持する必要がある。
力によるラジアル荷重、スラスト荷重が作用するもので
あるから、該回転軸はこれらの荷重を支持しうる状態で
支持する必要がある。
このため、従来技術においては、ラジアル荷重、スラ
スト荷重を受承可能なコロ軸受、玉軸受等の転がり軸受
を介して回転軸を回転自在にメカニカル支持するメカニ
カル支持形、ラジアル荷重、スラスト荷重のうちの一方
の荷重を転がり軸受でメカニカル支持し、他方の荷重を
静圧軸受で液圧支持する部分静圧軸支持形、全荷重を静
圧軸受で液圧支持する全静圧軸支持形等が知られてい
る。
スト荷重を受承可能なコロ軸受、玉軸受等の転がり軸受
を介して回転軸を回転自在にメカニカル支持するメカニ
カル支持形、ラジアル荷重、スラスト荷重のうちの一方
の荷重を転がり軸受でメカニカル支持し、他方の荷重を
静圧軸受で液圧支持する部分静圧軸支持形、全荷重を静
圧軸受で液圧支持する全静圧軸支持形等が知られてい
る。
これら各軸支持形式のうち、部分静圧軸支持形の液圧
機械としては、特開昭60−224981号公報に示す如く、回
転軸を固定軸受と可動軸受とで支持すると共に、可動軸
受の外輪には回転軸に作用するスラスト荷重と対抗する
方向のばねを設け、さらに前記可動軸受の外輪側には該
ばねと同一方向の押圧力を発生させる押圧ピストンを設
け、該押圧ピストンにはシリンダブロック内の高圧側の
圧油を導びいてスラスト静圧軸受を構成したものが知ら
れている。
機械としては、特開昭60−224981号公報に示す如く、回
転軸を固定軸受と可動軸受とで支持すると共に、可動軸
受の外輪には回転軸に作用するスラスト荷重と対抗する
方向のばねを設け、さらに前記可動軸受の外輪側には該
ばねと同一方向の押圧力を発生させる押圧ピストンを設
け、該押圧ピストンにはシリンダブロック内の高圧側の
圧油を導びいてスラスト静圧軸受を構成したものが知ら
れている。
一方、全静圧軸支持形の液圧機械としては、特開昭59
−131776号公報に示す如く、ケーシング内にラジアル荷
重を支持する軸受スリーブとスラスト荷重を支持する軸
受板とを設け、該軸受スリーブと軸受板との間にドライ
ブディスクを兼ねた駆動フランジを可動に設け、該駆動
フランジの一側端面に回転軸を固着して取付けると共に
その他側端面にピストンを連結し、また前記駆動フラン
ジの外周面には軸受スリーブとの間でラジアル静圧軸受
を構成する圧力室を形成すると共に、駆動フランジの一
側端面にスラスト静圧軸受を構成する駆動シューを設
け、前記ピストンにはシリンダブロックのシリンダ内高
圧油をこれらラジアル、スラスト軸受に導びく油通路を
穿設し、当該高圧油によってラジアル荷重、スラスト荷
重を静圧軸支持するようになっている。
−131776号公報に示す如く、ケーシング内にラジアル荷
重を支持する軸受スリーブとスラスト荷重を支持する軸
受板とを設け、該軸受スリーブと軸受板との間にドライ
ブディスクを兼ねた駆動フランジを可動に設け、該駆動
フランジの一側端面に回転軸を固着して取付けると共に
その他側端面にピストンを連結し、また前記駆動フラン
ジの外周面には軸受スリーブとの間でラジアル静圧軸受
を構成する圧力室を形成すると共に、駆動フランジの一
側端面にスラスト静圧軸受を構成する駆動シューを設
け、前記ピストンにはシリンダブロックのシリンダ内高
圧油をこれらラジアル、スラスト軸受に導びく油通路を
穿設し、当該高圧油によってラジアル荷重、スラスト荷
重を静圧軸支持するようになっている。
ところで、容量可変型の斜軸式液圧機械は、回転軸に
作用するピストンによる油圧圧力が同一であっても、シ
リンダブロックの傾転角に応じて当該油圧反力によるラ
ジアル荷重、スラスト荷重が異なってくる。即ち、ピス
トン油圧反力をＦ、傾斜角をθとすると、ラジアル荷重
FR、スラスト荷重FTは、 で与えられるものであり、傾転角θが最小のときには、
ラジアル荷重FRは最小でスラスト荷重FTは最大となる。
一方、傾斜角θが最大のときには、ラジアル荷重FRは最
大で、スラスト荷重FTは最小となる。
作用するピストンによる油圧圧力が同一であっても、シ
リンダブロックの傾転角に応じて当該油圧反力によるラ
ジアル荷重、スラスト荷重が異なってくる。即ち、ピス
トン油圧反力をＦ、傾斜角をθとすると、ラジアル荷重
FR、スラスト荷重FTは、 で与えられるものであり、傾転角θが最小のときには、
ラジアル荷重FRは最小でスラスト荷重FTは最大となる。
一方、傾斜角θが最大のときには、ラジアル荷重FRは最
大で、スラスト荷重FTは最小となる。
然るに、上記各従来技術によるものは、シリンダブロ
ックの高圧側となるシリンダ内に発生する一定の高圧油
（ポンプ作用の場合）、または高圧側となるシリンダ内
に供給される一定の高圧油（モータ作用の場合）を、静
圧軸受に直接供給する構成となっている。
ックの高圧側となるシリンダ内に発生する一定の高圧油
（ポンプ作用の場合）、または高圧側となるシリンダ内
に供給される一定の高圧油（モータ作用の場合）を、静
圧軸受に直接供給する構成となっている。
このように、シリンダブロックの傾転角が変化する
と、これに同期してピストン油圧反力によるラジアル荷
重とスラスト荷重が変化するにも拘わらず、上記従来技
術のものはいずれも静圧軸受に一定圧力をもった高圧油
を作用させているにしかすぎない。このため、静圧軸受
による支持能力、即ち静的、動的な流体力学的な負荷支
持能力が一定となっているため、ピストン油圧反力によ
る負荷が軽負荷の場合（油圧反力による負荷よりも、静
圧軸受能力が上まわっている場合）には、静圧軸受案内
面に形成される油膜厚さが厚くなることによって、ピス
トン油圧反力負荷と静圧負荷能力とをバランスさせ、当
該油圧反力負荷を支持している。
と、これに同期してピストン油圧反力によるラジアル荷
重とスラスト荷重が変化するにも拘わらず、上記従来技
術のものはいずれも静圧軸受に一定圧力をもった高圧油
を作用させているにしかすぎない。このため、静圧軸受
による支持能力、即ち静的、動的な流体力学的な負荷支
持能力が一定となっているため、ピストン油圧反力によ
る負荷が軽負荷の場合（油圧反力による負荷よりも、静
圧軸受能力が上まわっている場合）には、静圧軸受案内
面に形成される油膜厚さが厚くなることによって、ピス
トン油圧反力負荷と静圧負荷能力とをバランスさせ、当
該油圧反力負荷を支持している。
しかし、このような支持方法では、油膜厚さが必要以
上に厚くなるという問題点がある。ある摺動面に形成さ
れる油膜からの漏れ流量は、油膜厚さの３乗に比例する
ことが知られているが、前述のように油膜厚さが必要以
上に厚くなるということは、静圧軸受案内面からの漏れ
流量が増大することになり、動力損失の増加につながる
という欠点がある。
上に厚くなるという問題点がある。ある摺動面に形成さ
れる油膜からの漏れ流量は、油膜厚さの３乗に比例する
ことが知られているが、前述のように油膜厚さが必要以
上に厚くなるということは、静圧軸受案内面からの漏れ
流量が増大することになり、動力損失の増加につながる
という欠点がある。
一方、シリンダブロックの傾転角を頻繁に変動させつ
つ、ポンプ作用、モータ作用を行なわせるような場合、
シリンダブロックを傾転させる都度、スラスト静圧軸
受、ラジアル静圧軸受の支持能力が変化することにな
る。この結果、ドライブディスクのラジアル方向、また
はスラスト方向の位置決め精度が低下することになり、
液圧機械としての振動が増大し、高速時には安定した回
転運動が阻害され、耐久性が劣化するという欠点があ
る。
つ、ポンプ作用、モータ作用を行なわせるような場合、
シリンダブロックを傾転させる都度、スラスト静圧軸
受、ラジアル静圧軸受の支持能力が変化することにな
る。この結果、ドライブディスクのラジアル方向、また
はスラスト方向の位置決め精度が低下することになり、
液圧機械としての振動が増大し、高速時には安定した回
転運動が阻害され、耐久性が劣化するという欠点があ
る。
本発明は前述した従来技術の問題点と欠点に鑑みなさ
れたもので、シリンダブロックの傾転角が断続的あるい
は連続的に変化しても、漏れ流量が少なく、かつ高安定
性、高信頼性を有する部分静圧軸受支持形または全静圧
軸受支持形の容量可変型斜軸式液圧機械を提供すること
を目的とする。
れたもので、シリンダブロックの傾転角が断続的あるい
は連続的に変化しても、漏れ流量が少なく、かつ高安定
性、高信頼性を有する部分静圧軸受支持形または全静圧
軸受支持形の容量可変型斜軸式液圧機械を提供すること
を目的とする。
上記目的を達成するために、本発明による容量可変型
斜軸式液圧回転機械はヘッドケーシングと弁板との間に
該シリンダブロックの傾斜角に応じた圧力を導出する可
変絞り手段を設け、該可変絞り手段から導出された圧力
をラジアル静圧軸受、スラスト静圧軸受のうち少なくと
もいずれか一方の静圧軸受に供給する構成としたことを
特徴とする。
斜軸式液圧回転機械はヘッドケーシングと弁板との間に
該シリンダブロックの傾斜角に応じた圧力を導出する可
変絞り手段を設け、該可変絞り手段から導出された圧力
をラジアル静圧軸受、スラスト静圧軸受のうち少なくと
もいずれか一方の静圧軸受に供給する構成としたことを
特徴とする。
また、前記可変絞り手段はヘッドケーシングの高圧側
となる吸排通路とまたは弁板の高圧側となる吸排ポート
とのいずれかの一方側に形成され、傾転角が大となるに
従って溝深さが深くなる油溝と、該油溝と対応する位置
において前記いずれかの他方側に形成した油穴とからな
り、前記ヘッドケーシングに形成された油溝または油穴
からは前記弁板の傾転角に応じて高圧となる軸受制御圧
を導出し、ラジアル静圧軸受に供給する構成としうる。
となる吸排通路とまたは弁板の高圧側となる吸排ポート
とのいずれかの一方側に形成され、傾転角が大となるに
従って溝深さが深くなる油溝と、該油溝と対応する位置
において前記いずれかの他方側に形成した油穴とからな
り、前記ヘッドケーシングに形成された油溝または油穴
からは前記弁板の傾転角に応じて高圧となる軸受制御圧
を導出し、ラジアル静圧軸受に供給する構成としうる。
一方、前記可変絞り手段はヘッドケーシングの高圧側
となる吸排通路とまたは弁板の高圧側となる吸排ポート
とのいずれかの一方側に形成され、傾転角が大となるに
従って溝深さが浅くなる油溝と、該油溝と対応する位置
において前記いずれかの他方側に形成した油穴とからな
り、前記ヘッドケーシングに形成された油溝または油穴
からは前記弁板の傾転角に応じて低圧となる軸受制御圧
を導出し、前記スラスト軸受に供給する構成としうる。
となる吸排通路とまたは弁板の高圧側となる吸排ポート
とのいずれかの一方側に形成され、傾転角が大となるに
従って溝深さが浅くなる油溝と、該油溝と対応する位置
において前記いずれかの他方側に形成した油穴とからな
り、前記ヘッドケーシングに形成された油溝または油穴
からは前記弁板の傾転角に応じて低圧となる軸受制御圧
を導出し、前記スラスト軸受に供給する構成としうる。
さらに、本発明による容量可変型斜軸式液圧機械は傾
転機構によるシリンダブロック、弁板の傾転角を検出す
るセンサと、ヘッドケーシングに設けた一対の吸排通路
のうち高圧側となる通路の圧力を導出し、ラジアル静圧
軸受、スラスト静圧軸受のうち少なくともいずれか一方
の静圧軸受に供給する油通路と、該油通路の途中に設け
られ、前記センサから入力される傾転角信号に基づいて
圧力を制御する制御弁とを設けたことを特徴とする。
転機構によるシリンダブロック、弁板の傾転角を検出す
るセンサと、ヘッドケーシングに設けた一対の吸排通路
のうち高圧側となる通路の圧力を導出し、ラジアル静圧
軸受、スラスト静圧軸受のうち少なくともいずれか一方
の静圧軸受に供給する油通路と、該油通路の途中に設け
られ、前記センサから入力される傾転角信号に基づいて
圧力を制御する制御弁とを設けたことを特徴とする。
さらにまた、本発明による容量可変型斜軸式液圧機械
は、建設機械の油圧システム、圧延機油圧圧下装置、海
水圧システム等に用いる主油圧源用ポンプとして適用し
うる。
は、建設機械の油圧システム、圧延機油圧圧下装置、海
水圧システム等に用いる主油圧源用ポンプとして適用し
うる。
このように構成することにより、油圧ポンプとして使
用するときの吐出力圧力、または油圧モータとして使用
するときの供給圧力は、可変絞り手段によって傾転角に
対応した軸受制御圧として導出され、または制御弁によ
って傾転角に対応した軸受制御圧として導出され、静圧
軸受に供給される。
用するときの吐出力圧力、または油圧モータとして使用
するときの供給圧力は、可変絞り手段によって傾転角に
対応した軸受制御圧として導出され、または制御弁によ
って傾転角に対応した軸受制御圧として導出され、静圧
軸受に供給される。
この結果、前記静圧軸受がラジアル静圧軸受である場
合には、シリンダブロックの傾転角が大となるに従って
高圧となる軸受制御圧を発生して、ピストン油圧反力に
よってドライブディスクに作用するラジアル荷重を受承
し、一方前記静圧軸受がスラスト静圧軸受である場合に
は、シリンダブロックの傾転角が小となるに従って低圧
となる軸受制御圧を制御して、ドライブディスクに作用
するスラスト荷重を受承する。
合には、シリンダブロックの傾転角が大となるに従って
高圧となる軸受制御圧を発生して、ピストン油圧反力に
よってドライブディスクに作用するラジアル荷重を受承
し、一方前記静圧軸受がスラスト静圧軸受である場合に
は、シリンダブロックの傾転角が小となるに従って低圧
となる軸受制御圧を制御して、ドライブディスクに作用
するスラスト荷重を受承する。
かくして、シリンダブロックの傾転角に応じて変化す
るラジアル荷重、またはスラスト荷重を安定的に支持す
ることができ、回転軸、ドライブディスクの不安定振動
を防止し、傾転角の大小に拘わらず、該ドライブディス
クのラジアル方向、スラスト方向の位置決め精度を一定
に保持できると共に、静圧軸受安定面からの漏れ流量の
低減化を実現しうる。
るラジアル荷重、またはスラスト荷重を安定的に支持す
ることができ、回転軸、ドライブディスクの不安定振動
を防止し、傾転角の大小に拘わらず、該ドライブディス
クのラジアル方向、スラスト方向の位置決め精度を一定
に保持できると共に、静圧軸受安定面からの漏れ流量の
低減化を実現しうる。
以下、本発明の実施例を容量可変型油圧ポンプを例に
挙げ、添付図面を参照しつつ、詳細に説明する。
挙げ、添付図面を参照しつつ、詳細に説明する。
第１図ないし第９図は本発明の第１の実施例を示す。
図面において、１はケーシングを示し、該ケーシング
１は小径な軸受部2Aと大径な傾斜筒部2Bとからなる円筒
状のケーシング本体２と、該ケーシング本体２の傾斜筒
部2B開口側を閉塞するヘッドケーシング３とから構成さ
れている。
１は小径な軸受部2Aと大径な傾斜筒部2Bとからなる円筒
状のケーシング本体２と、該ケーシング本体２の傾斜筒
部2B開口側を閉塞するヘッドケーシング３とから構成さ
れている。
４はケーシング１の軸受部2A側に設けられた軸受スリ
ーブで、該軸受スリーブ４は軸受部2A内に挿嵌されたス
リーブ部4Aと、該スリーブ部4Aの先端側に形成され、傾
斜筒部2Bの段壁部2Cに当接するフランジ部4Bとから構成
されている。５はケーシング１外から軸受スリーブ４内
に挿入された回転軸で、該回転軸５の挿入側先端は該回
転軸５と一体成形された大径なドライブディスク６とな
って傾斜筒部2B内に延在している。そして、前記回転軸
５は軸受７を介して軸受スリーブ４に軸支持され、また
ドライブディスク６は後述のラジアル静圧軸受23、スラ
スト静圧軸受28を介してピストン油圧反力を受承するよ
うになっている。
ーブで、該軸受スリーブ４は軸受部2A内に挿嵌されたス
リーブ部4Aと、該スリーブ部4Aの先端側に形成され、傾
斜筒部2Bの段壁部2Cに当接するフランジ部4Bとから構成
されている。５はケーシング１外から軸受スリーブ４内
に挿入された回転軸で、該回転軸５の挿入側先端は該回
転軸５と一体成形された大径なドライブディスク６とな
って傾斜筒部2B内に延在している。そして、前記回転軸
５は軸受７を介して軸受スリーブ４に軸支持され、また
ドライブディスク６は後述のラジアル静圧軸受23、スラ
スト静圧軸受28を介してピストン油圧反力を受承するよ
うになっている。
８はケーシング１内に設けられ、回転軸５と一体回転
するシリンダブロックで、該シリンダブロック８には軸
方向に穿設した複数のシリンダ9,9,…が設けられ、該各
シリンダ９にはそれぞれピストン10,10,…が往復動可能
に設けられている。そして、該各ピストン10の先端部に
は球形部10Aが形成され、該各球形部10Aはドライブディ
スク６に揺動自在に連結されている。
するシリンダブロックで、該シリンダブロック８には軸
方向に穿設した複数のシリンダ9,9,…が設けられ、該各
シリンダ９にはそれぞれピストン10,10,…が往復動可能
に設けられている。そして、該各ピストン10の先端部に
は球形部10Aが形成され、該各球形部10Aはドライブディ
スク６に揺動自在に連結されている。
11は正方形状の弁板を示し、該弁板11の一側面はシリ
ンダブロック８の端面と摺接する平板状の切換面11Aと
なり、他側面はヘッドケーシング３に形成した後述の凹
円弧状の傾転摺動面15に摺動可能に摺接する凸円弧状の
摺接面11Bとなっている。そして、前記弁板11には一対
の吸排ポートとしての吸込ポート12、吐出ポート13が穿
設されており、該各ポート12,13の切換面11A側はシリン
ダブロック８の回転により各シリンダ９と間歇的に連通
する吸込用眉形ポート12A、吐出用眉形ポート13Aとな
り、摺接面11B側は角穴状の吸込ポート部12B、長穴状の
吐出ポート部13Bとなっている（第３図参照）。
ンダブロック８の端面と摺接する平板状の切換面11Aと
なり、他側面はヘッドケーシング３に形成した後述の凹
円弧状の傾転摺動面15に摺動可能に摺接する凸円弧状の
摺接面11Bとなっている。そして、前記弁板11には一対
の吸排ポートとしての吸込ポート12、吐出ポート13が穿
設されており、該各ポート12,13の切換面11A側はシリン
ダブロック８の回転により各シリンダ９と間歇的に連通
する吸込用眉形ポート12A、吐出用眉形ポート13Aとな
り、摺接面11B側は角穴状の吸込ポート部12B、長穴状の
吐出ポート部13Bとなっている（第３図参照）。
14はドライブディスク６と弁板11との間でシリンダブ
ロック８を傾転自在に支持するセンタシャフトを示し、
該センタシャフト14はその一端側に球形部14Aが形成さ
れ、該球形部14Aはドライブディスク６の軸中心位置に
揺動自在に支持されている。一方、シリンダブロック８
を貫通して突出したセンタシャフト14の他端側は、弁板
11の中心位置に穿設した貫通孔11Cに摺動可能に挿入さ
れ、シリンダブロック８と弁板11のセンタリングを行な
っている。
ロック８を傾転自在に支持するセンタシャフトを示し、
該センタシャフト14はその一端側に球形部14Aが形成さ
れ、該球形部14Aはドライブディスク６の軸中心位置に
揺動自在に支持されている。一方、シリンダブロック８
を貫通して突出したセンタシャフト14の他端側は、弁板
11の中心位置に穿設した貫通孔11Cに摺動可能に挿入さ
れ、シリンダブロック８と弁板11のセンタリングを行な
っている。
一方、15はヘッドケーシング３の内面側に形成された
凹円弧状の傾転摺動面で、該傾転摺動面15には液密を保
持するシールランド15A,15Bが傾転方向に形成され、前
記弁板11の摺接面11Bが摺接している。そして、前記ヘ
ッドケーシング３には一対の吸排通路としての吸込通路
16、吐出通路17が設けられ、該吸込通路16は傾転摺動面
15のシールランド15A,15B間の凹部に開口して弁板11側
の吸込ポート12と連通し、吐出通路17はシールランド15
B上に開口して吐出ポート13と連通している（第６図参
照）。
凹円弧状の傾転摺動面で、該傾転摺動面15には液密を保
持するシールランド15A,15Bが傾転方向に形成され、前
記弁板11の摺接面11Bが摺接している。そして、前記ヘ
ッドケーシング３には一対の吸排通路としての吸込通路
16、吐出通路17が設けられ、該吸込通路16は傾転摺動面
15のシールランド15A,15B間の凹部に開口して弁板11側
の吸込ポート12と連通し、吐出通路17はシールランド15
B上に開口して吐出ポート13と連通している（第６図参
照）。
18は傾転摺動面15に沿って弁板11を傾転させるため、
ヘッドケーシング３に設けられた傾転機構で、該傾転機
構18はヘッドケーシング３に穿設され、両端に油通孔19
A,19Bを有するシリンダ穴19と、該シリンダ穴19に摺動
可能に挿嵌され、軸方向両側に油室20A,20Bを画成する
サーボピストン21と、該サーボピストン21に挿嵌され、
球状先端部が弁板11の貫通孔11Cに摺動可能に挿入され
た揺動ピン22とから構成されている。そして、傾転制御
弁を介して補助ポンプ（いずれも図示せず）からの圧油
を油通孔19A、または19Bを介して油室20Aまたは20Bに供
給することにより、サーボピストン21を駆動し、弁板1
1、シリンダブロック８を傾転駆動せしめる。
ヘッドケーシング３に設けられた傾転機構で、該傾転機
構18はヘッドケーシング３に穿設され、両端に油通孔19
A,19Bを有するシリンダ穴19と、該シリンダ穴19に摺動
可能に挿嵌され、軸方向両側に油室20A,20Bを画成する
サーボピストン21と、該サーボピストン21に挿嵌され、
球状先端部が弁板11の貫通孔11Cに摺動可能に挿入され
た揺動ピン22とから構成されている。そして、傾転制御
弁を介して補助ポンプ（いずれも図示せず）からの圧油
を油通孔19A、または19Bを介して油室20Aまたは20Bに供
給することにより、サーボピストン21を駆動し、弁板1
1、シリンダブロック８を傾転駆動せしめる。
次に、本実施例による静圧軸受の構成について述べ
る。
る。
まず、23はドライブディスク６に作用するピストン油
圧反力のうちのラジアル荷重成分を受承するラジアル静
圧軸受で、該ラジアル静圧軸受23はドライブディスク６
と対応する位置に配設されたリング状をなし、外周面が
ケーシング本体２の傾斜筒部2B内に嵌着され、内周面が
ドライブディスク６の外周面（静圧軸受案内面）に摺接
する軸受スリーブ24と、該軸受スリーブ24の内周面側に
周方向に所定の間隔で少なくとも３個、最大でピストン
10の本数に対応した数だけ凹溝状に形成された複数の圧
力室25,25,…と、前記軸受スリーブ24の外周面側に該各
圧力室25と対応して形成された供給ポート26,26,…と、
該各供給ポート26と圧力室26との間をそれぞれ連通し、
該各圧力室26の静圧力を負荷に対応して制御する絞り通
路27,27,…とから構成されている。そして、前記ラジア
ル静圧軸受23の各供給ポート26に、後述するように傾転
角に応じて圧力が高くなるようになって軸受制御圧が供
給されることにより、ラジアル荷重を受承するようにな
っている。なお、供給ポート26は単一の凹環状溝として
形成してもよい。
圧反力のうちのラジアル荷重成分を受承するラジアル静
圧軸受で、該ラジアル静圧軸受23はドライブディスク６
と対応する位置に配設されたリング状をなし、外周面が
ケーシング本体２の傾斜筒部2B内に嵌着され、内周面が
ドライブディスク６の外周面（静圧軸受案内面）に摺接
する軸受スリーブ24と、該軸受スリーブ24の内周面側に
周方向に所定の間隔で少なくとも３個、最大でピストン
10の本数に対応した数だけ凹溝状に形成された複数の圧
力室25,25,…と、前記軸受スリーブ24の外周面側に該各
圧力室25と対応して形成された供給ポート26,26,…と、
該各供給ポート26と圧力室26との間をそれぞれ連通し、
該各圧力室26の静圧力を負荷に対応して制御する絞り通
路27,27,…とから構成されている。そして、前記ラジア
ル静圧軸受23の各供給ポート26に、後述するように傾転
角に応じて圧力が高くなるようになって軸受制御圧が供
給されることにより、ラジアル荷重を受承するようにな
っている。なお、供給ポート26は単一の凹環状溝として
形成してもよい。
一方、28はドライブディスク６に作用するピストン油
圧反力のうちのスラスト荷重成分を受承するスラスト静
圧軸受で、該スラスト静圧軸受28は前述した軸受スリー
ブ４と、該軸受スリーブ４のフランジ部4Bの周方向に所
定の間隔をもって、軸方向穴として穿設された複数のパ
ッド挿入孔29,29,…と、パッド部30Aとこれよりも小径
な軸部30Bとからなり、パッド部30Aがドライブディスク
６の背面（静圧軸受案内面）に摺接し、軸部30Bが各パ
ッド挿入孔29にそれぞれ挿入された軸受パッド30,30,…
と、該各軸受パッド30のパッド部30Aのドライブディス
ク摺接面側にそれぞれ凹溝状に形成された圧力室31,31,
…と、軸受スリーブ４の各パッド挿入孔29内で、軸部30
Bとの間にそれぞれ画成された供給室32,32,…と、該各
供給室32と圧力室31とを連通する絞り通路33,33,…とか
ら構成されている。そして、前記スラスト静圧軸受28の
各供給室32に、後述するように傾転角に応じて圧力が低
くなるようになった軸受制御圧が供給されることによ
り、スラスト荷重を受承するようになっている。なお、
軸受パッド30は軸受スリーブ４のフランジ部4Bの全周に
わたって複数箇所設ければよい。
圧反力のうちのスラスト荷重成分を受承するスラスト静
圧軸受で、該スラスト静圧軸受28は前述した軸受スリー
ブ４と、該軸受スリーブ４のフランジ部4Bの周方向に所
定の間隔をもって、軸方向穴として穿設された複数のパ
ッド挿入孔29,29,…と、パッド部30Aとこれよりも小径
な軸部30Bとからなり、パッド部30Aがドライブディスク
６の背面（静圧軸受案内面）に摺接し、軸部30Bが各パ
ッド挿入孔29にそれぞれ挿入された軸受パッド30,30,…
と、該各軸受パッド30のパッド部30Aのドライブディス
ク摺接面側にそれぞれ凹溝状に形成された圧力室31,31,
…と、軸受スリーブ４の各パッド挿入孔29内で、軸部30
Bとの間にそれぞれ画成された供給室32,32,…と、該各
供給室32と圧力室31とを連通する絞り通路33,33,…とか
ら構成されている。そして、前記スラスト静圧軸受28の
各供給室32に、後述するように傾転角に応じて圧力が低
くなるようになった軸受制御圧が供給されることによ
り、スラスト荷重を受承するようになっている。なお、
軸受パッド30は軸受スリーブ４のフランジ部4Bの全周に
わたって複数箇所設ければよい。
次に、シリンダブロック８の傾転角に応じた軸受制御
圧を導出するための可変絞り機構の構成について述べ
る。
圧を導出するための可変絞り機構の構成について述べ
る。
34はラジアル静圧軸受23用の軸受制御圧を導出するラ
ジアル用可変絞り機構を示し、該可変絞り機構34は弁板
11の摺接面11B側に位置して、吐出ポート13の吐出ポー
ト部13Bの近傍に該吐出ポート13Bに沿って中間部位から
下側に形成された油溝35と、ヘッドケーシング３の傾転
摺動面15側に位置して、吐出通路17が開口するシールラ
ンド15Bに前記油溝35と対応して開口する油穴36から構
成されている。
ジアル用可変絞り機構を示し、該可変絞り機構34は弁板
11の摺接面11B側に位置して、吐出ポート13の吐出ポー
ト部13Bの近傍に該吐出ポート13Bに沿って中間部位から
下側に形成された油溝35と、ヘッドケーシング３の傾転
摺動面15側に位置して、吐出通路17が開口するシールラ
ンド15Bに前記油溝35と対応して開口する油穴36から構
成されている。
ここで、第４図、第８図に示すように、前記油溝35は
弁板11の傾転角θが、θ＝０゜の状態（第１図中で弁板
11が最も上側にある状態）で溝深さｈが最も浅く、傾転
角θが、θ＝θmaxとなった最大傾転角状態（第１図の
状態）で溝深さｈが最も深くなるような、連続したくさ
び状溝として構成され、溝深さが最大となる箇所に吐出
ポート部13Bと連通する溝部35Aが形成されている。ま
た、油穴36は最小傾転角で油溝35の図中下端側（溝深さ
が最も浅い側）と対向するように形成され、かつ該油穴
36は最大傾転時に最大吐出圧Pdmaxを確保できるような
開口面積となっている。かくして、ラジアル用可変絞り
機構34は傾転角θに比例して軸受制御圧Pdが増加するよ
うな特性を得ることができる（第８図参照）。
弁板11の傾転角θが、θ＝０゜の状態（第１図中で弁板
11が最も上側にある状態）で溝深さｈが最も浅く、傾転
角θが、θ＝θmaxとなった最大傾転角状態（第１図の
状態）で溝深さｈが最も深くなるような、連続したくさ
び状溝として構成され、溝深さが最大となる箇所に吐出
ポート部13Bと連通する溝部35Aが形成されている。ま
た、油穴36は最小傾転角で油溝35の図中下端側（溝深さ
が最も浅い側）と対向するように形成され、かつ該油穴
36は最大傾転時に最大吐出圧Pdmaxを確保できるような
開口面積となっている。かくして、ラジアル用可変絞り
機構34は傾転角θに比例して軸受制御圧Pdが増加するよ
うな特性を得ることができる（第８図参照）。
さらに、37はスラスト静圧軸受28用の軸受制御圧を導
出するスラスト用可変絞り機構を示し、該可変絞り機構
37は弁板11の摺接面11B側に位置して、吐出ポート13の
吐出ポート部13Bの近傍に該吐出ポート13Bを挟んで油溝
35と対向するように形成された油溝38と、ヘッドケーシ
ング３の傾転摺動面15側に位置して、吐出通路17が開口
するシールランド15Bに前記油溝38と対応する位置に、
吐出通路17を挟んで油穴36と対向するように開口する油
穴39とから構成されている。
出するスラスト用可変絞り機構を示し、該可変絞り機構
37は弁板11の摺接面11B側に位置して、吐出ポート13の
吐出ポート部13Bの近傍に該吐出ポート13Bを挟んで油溝
35と対向するように形成された油溝38と、ヘッドケーシ
ング３の傾転摺動面15側に位置して、吐出通路17が開口
するシールランド15Bに前記油溝38と対応する位置に、
吐出通路17を挟んで油穴36と対向するように開口する油
穴39とから構成されている。
ここで、第５図、第９図に示すように、前記油溝38は
弁板11の傾転角θが、θ＝０゜の状態（第１図中で弁板
11が最も上側にある状態）で溝深さｈが最も深く、傾転
角θが、θ＝θmaxとなった最大傾転角状態（第１図の
状態）で溝深さｈが最も浅くなるような、連続したくさ
び状溝として構成され、溝深さｈが最大となる箇所に吐
出ポート部13Bと連通する連通溝部38Aが形成されてい
る。また、油穴39は最小傾転角で油溝38の図中下端側
（溝深さが最も深い側）と対向するように形成され、か
つ該油穴39は最大傾転時に最大吐出圧Pdmaxを確保でき
るような開口面積となっている。かくして、スラスト用
可変絞り機構37は傾転角θに比例して軸受制御圧Pdが減
少するような特性を得ることができる（第９図参照）。
弁板11の傾転角θが、θ＝０゜の状態（第１図中で弁板
11が最も上側にある状態）で溝深さｈが最も深く、傾転
角θが、θ＝θmaxとなった最大傾転角状態（第１図の
状態）で溝深さｈが最も浅くなるような、連続したくさ
び状溝として構成され、溝深さｈが最大となる箇所に吐
出ポート部13Bと連通する連通溝部38Aが形成されてい
る。また、油穴39は最小傾転角で油溝38の図中下端側
（溝深さが最も深い側）と対向するように形成され、か
つ該油穴39は最大傾転時に最大吐出圧Pdmaxを確保でき
るような開口面積となっている。かくして、スラスト用
可変絞り機構37は傾転角θに比例して軸受制御圧Pdが減
少するような特性を得ることができる（第９図参照）。
さらにまた、40はケーシング１の肉厚部に穿設された
ラジアル軸受制御圧用の油通路で、該油通路40の一端は
油穴36に連通され、その他端はラジアル静圧軸受23の各
供給ポートに連通されている。また、41は同じくケーシ
ング１の肉厚部に穿設されたスラスト軸受制御用の油通
路で、該油通路41の一端は油穴39に連通され、その他端
はスラスト静圧軸受28の各供給室32に連通されている。
ラジアル軸受制御圧用の油通路で、該油通路40の一端は
油穴36に連通され、その他端はラジアル静圧軸受23の各
供給ポートに連通されている。また、41は同じくケーシ
ング１の肉厚部に穿設されたスラスト軸受制御用の油通
路で、該油通路41の一端は油穴39に連通され、その他端
はスラスト静圧軸受28の各供給室32に連通されている。
本実施例はこのように構成されるが、次に油圧ポンプ
として用いた場合の作動について説明する。
として用いた場合の作動について説明する。
まず、傾転機構18により、シリンダブロック８と共に
弁板11を第１図の最大傾転位置に傾転せしめる。このた
めに、補助ポンプからの圧油をシリンダ19の油室20Aに
供給し、サーボピストン21を変位される。これにより、
該サーボピストン21と共に摺動ピン22が変位し、弁板11
は傾転摺動面15に案内されて傾転する結果、シリンダブ
ロック８はセンタシャフト14と一体に傾転し、その回転
中心は回転軸５の軸線に対して傾転し、図示の状態とな
る。
弁板11を第１図の最大傾転位置に傾転せしめる。このた
めに、補助ポンプからの圧油をシリンダ19の油室20Aに
供給し、サーボピストン21を変位される。これにより、
該サーボピストン21と共に摺動ピン22が変位し、弁板11
は傾転摺動面15に案内されて傾転する結果、シリンダブ
ロック８はセンタシャフト14と一体に傾転し、その回転
中心は回転軸５の軸線に対して傾転し、図示の状態とな
る。
次に、エンジン、電動機等の駆動源によって回転軸５
を回転すると、該回転軸５のドライブディスク６はシリ
ンダブロック８の各シリンダ９に挿入したピストン10と
連結されているから、回転軸５と一体にシリンダブロッ
ク８が回転せしめられる。この結果、前記シリンダブロ
ック８の回転中に、各ピストン10がシリンダ９内を往復
動する。該各ピストン10がシリンダ９から退行する間
は、吸込通路16、吸込ポート12を介してシリンダ９内に
作動油を吸込む吸込行程となり、各ピストン10がシリン
ダ９内に進入する間は、該各シリンダ９内の作動油を加
圧し、吐出ポート13、吐出通路17を介して吐出させる吐
出行程となる。
を回転すると、該回転軸５のドライブディスク６はシリ
ンダブロック８の各シリンダ９に挿入したピストン10と
連結されているから、回転軸５と一体にシリンダブロッ
ク８が回転せしめられる。この結果、前記シリンダブロ
ック８の回転中に、各ピストン10がシリンダ９内を往復
動する。該各ピストン10がシリンダ９から退行する間
は、吸込通路16、吸込ポート12を介してシリンダ９内に
作動油を吸込む吸込行程となり、各ピストン10がシリン
ダ９内に進入する間は、該各シリンダ９内の作動油を加
圧し、吐出ポート13、吐出通路17を介して吐出させる吐
出行程となる。
ここで、斜軸式油圧ポンプにおいて、吐出圧力を発生
させるための加圧ピストン本数（例えば、総ピストン本
数が７本の場合、最大加圧ピストン本数は４本、最小加
圧ピストン本数は３本、平均加圧ピストン本数は3.5
本）に比例して、ピストン油圧反力負荷およびモーメン
ト負荷が、回転軸５の回転数と同期してドライブディス
ク６に作用する。第２図に示すように、このドライブデ
ィスク６に作用した荷重Ｆは、ピストンロッド10の球形
部10Aの支持面において、傾転角θに対応して半径方向
分力であるラジアル荷重FR、軸方向分力であるスラスト
荷重FTとに分散される。このように、２方向に分散され
た荷重およびモーメント等からなる負荷は、ラジアル静
圧軸受23、スラスト静圧軸受28によって支持される。即
ち、これら各静圧軸受23,28の圧力室25,31における静圧
が、流体静力学的および流体動力学的に作用するすべり
軸受として、半径方向、軸方向に支持される。
させるための加圧ピストン本数（例えば、総ピストン本
数が７本の場合、最大加圧ピストン本数は４本、最小加
圧ピストン本数は３本、平均加圧ピストン本数は3.5
本）に比例して、ピストン油圧反力負荷およびモーメン
ト負荷が、回転軸５の回転数と同期してドライブディス
ク６に作用する。第２図に示すように、このドライブデ
ィスク６に作用した荷重Ｆは、ピストンロッド10の球形
部10Aの支持面において、傾転角θに対応して半径方向
分力であるラジアル荷重FR、軸方向分力であるスラスト
荷重FTとに分散される。このように、２方向に分散され
た荷重およびモーメント等からなる負荷は、ラジアル静
圧軸受23、スラスト静圧軸受28によって支持される。即
ち、これら各静圧軸受23,28の圧力室25,31における静圧
が、流体静力学的および流体動力学的に作用するすべり
軸受として、半径方向、軸方向に支持される。
ここで、ドライブディスク６の半径方向、軸方向に作
用する荷重について、詳細に検討する。ピストン油圧力
に基づく荷重Ｆは、ピストン本数によって変動すると共
に、傾転角θによって変動し、前述した（１）式によっ
て与えられる。即ち、ラジアル荷重FRは傾転角θが最小
のとき最小値となり、また傾転角θが最大のとき最大値
となる。一方、スラスト荷重FTは傾転角θが最小のとき
最大値となり、傾転角が最大のとき最小値となる。
用する荷重について、詳細に検討する。ピストン油圧力
に基づく荷重Ｆは、ピストン本数によって変動すると共
に、傾転角θによって変動し、前述した（１）式によっ
て与えられる。即ち、ラジアル荷重FRは傾転角θが最小
のとき最小値となり、また傾転角θが最大のとき最大値
となる。一方、スラスト荷重FTは傾転角θが最小のとき
最大値となり、傾転角が最大のとき最小値となる。
而して、本実施例によれば、ラジアル静圧軸受23に供
給すべきラジアル軸受制御圧は、ラジアル用可変絞り機
構34によって導出する構成となっている。即ち、前記ラ
ジアル用可変絞り機構34は、弁板11に傾転角θが大きく
なるに従って溝深さｈが深くなり、かつ吐出ポート13と
連通した油溝35を設けると共に、ヘッドケーシング３に
該油溝35と常時連通する油穴36を設け、該油穴36からは
傾転角θが大となるに従って圧力が大となる軸受制御圧
Pdを導出し、当該軸受制御圧Pdを油通路40を介してラジ
アル静圧軸受23に供給する構成となっている。
給すべきラジアル軸受制御圧は、ラジアル用可変絞り機
構34によって導出する構成となっている。即ち、前記ラ
ジアル用可変絞り機構34は、弁板11に傾転角θが大きく
なるに従って溝深さｈが深くなり、かつ吐出ポート13と
連通した油溝35を設けると共に、ヘッドケーシング３に
該油溝35と常時連通する油穴36を設け、該油穴36からは
傾転角θが大となるに従って圧力が大となる軸受制御圧
Pdを導出し、当該軸受制御圧Pdを油通路40を介してラジ
アル静圧軸受23に供給する構成となっている。
従って、シリンダブロック８の傾転角θが、最小傾転
角（θ＝０゜）から最大傾転角（θ＝θmax）まで断続
的にあるいは連続的に変化する場合、軸受制御圧Pdも該
シリンダブロック８の傾転角θに同期して高圧となる
（第８図参照）。この結果、ラジアル静圧軸受24の圧力
室25に作用する静圧も前記軸受制御圧Pdに対応して高く
なり、傾転角θに対応して大となるラジアル荷重FRを確
実に受承することができる。
角（θ＝０゜）から最大傾転角（θ＝θmax）まで断続
的にあるいは連続的に変化する場合、軸受制御圧Pdも該
シリンダブロック８の傾転角θに同期して高圧となる
（第８図参照）。この結果、ラジアル静圧軸受24の圧力
室25に作用する静圧も前記軸受制御圧Pdに対応して高く
なり、傾転角θに対応して大となるラジアル荷重FRを確
実に受承することができる。
一方、スラスト静圧軸受28に供給すべきスラスト静圧
軸受制御圧は、スラスト用可変絞り機構37によって導出
する構成となっている。即ち、前記スラスト用可変絞り
機構37は、弁板11に傾転角θが大きくなるに従って溝深
さｈが浅くなり、かつ吐出ポート13と連通した油溝38を
設けると共に、ヘッドケーシング３に該油溝38と常時連
通する油穴39を設け、該油穴39からは傾転角θが大とな
るに従って圧力が小となる軸受制御圧Pdを導出し、当該
制御圧Pdを油通路41を介してスラスト静圧軸受28に供給
する構成となっている。
軸受制御圧は、スラスト用可変絞り機構37によって導出
する構成となっている。即ち、前記スラスト用可変絞り
機構37は、弁板11に傾転角θが大きくなるに従って溝深
さｈが浅くなり、かつ吐出ポート13と連通した油溝38を
設けると共に、ヘッドケーシング３に該油溝38と常時連
通する油穴39を設け、該油穴39からは傾転角θが大とな
るに従って圧力が小となる軸受制御圧Pdを導出し、当該
制御圧Pdを油通路41を介してスラスト静圧軸受28に供給
する構成となっている。
従って、シリンダブロック８の傾転角θが、最小傾転
角（θ＝０゜）から最大傾転角（θ＝θmax）まで断続
的にあるいは連続的に変化する場合、軸受制御圧Pdも該
シリンダブロック８の傾転角θに同期して低圧となる
（第９図参照）。この結果、スラスト静圧軸受28の圧力
室31に作用する静圧も前記軸受制御圧Pdに対応して低く
なり、傾転角θに対応して大となるスラスト荷重FTを確
実に受承することができる。
角（θ＝０゜）から最大傾転角（θ＝θmax）まで断続
的にあるいは連続的に変化する場合、軸受制御圧Pdも該
シリンダブロック８の傾転角θに同期して低圧となる
（第９図参照）。この結果、スラスト静圧軸受28の圧力
室31に作用する静圧も前記軸受制御圧Pdに対応して低く
なり、傾転角θに対応して大となるスラスト荷重FTを確
実に受承することができる。
このように、本実施例によれば、シリンダブロック８
の傾転角θに応じて油溝35,38の溝深さｈが自動的に決
定されるから、当該溝深さｈに対応した吐出力を軸受制
御圧Pdとして導出することができる。これにより、傾転
角θに応じてドライブディスク６に作用するピストン油
圧反力によるラジアル荷重、スラスト荷重が変化して
も、当該ドライブディスク６を安定的に支持することが
でき、各静圧軸受23,28からの漏れ流量を可及的に小さ
くすることができと共に、回転軸６の振動を低減するこ
とができる。
の傾転角θに応じて油溝35,38の溝深さｈが自動的に決
定されるから、当該溝深さｈに対応した吐出力を軸受制
御圧Pdとして導出することができる。これにより、傾転
角θに応じてドライブディスク６に作用するピストン油
圧反力によるラジアル荷重、スラスト荷重が変化して
も、当該ドライブディスク６を安定的に支持することが
でき、各静圧軸受23,28からの漏れ流量を可及的に小さ
くすることができと共に、回転軸６の振動を低減するこ
とができる。
次に、第10図ないし第14図は本発明の第２の実施例を
示す。なお、前述した第１の実施例と同一構成要素には
同一符号を付し、その説明を省略する。
示す。なお、前述した第１の実施例と同一構成要素には
同一符号を付し、その説明を省略する。
然るに、本実施例の特徴はヘッドケーシング側に可変
絞り機構を構成する油溝を設け、弁板側に吐出ポートと
連通する油穴を設けたことにある。
絞り機構を構成する油溝を設け、弁板側に吐出ポートと
連通する油穴を設けたことにある。
即ち、51は本実施例によるラジアル用可変絞り機構を
示し、該可変絞り機構51はヘッドケーシング３の傾転摺
動面15側に位置して、吐出通路17が開口するシールラン
ド15Bに中間部位から下側に傾転方向に沿って形成され
た油溝52と、弁板11の摺接面11B側に位置して吐出ポー
ト部13Bの近傍に、前記油溝52と対応して形成された油
穴53とから構成されている。
示し、該可変絞り機構51はヘッドケーシング３の傾転摺
動面15側に位置して、吐出通路17が開口するシールラン
ド15Bに中間部位から下側に傾転方向に沿って形成され
た油溝52と、弁板11の摺接面11B側に位置して吐出ポー
ト部13Bの近傍に、前記油溝52と対応して形成された油
穴53とから構成されている。
ここで、第13図に示すように、前記油溝52は弁板11の
最小傾転角（θ＝０゜）で溝深さｈが最も浅く、最大傾
転角（θ＝θmax）で溝深さｈが最も深くなるような、
連続したくさび状溝として構成され、溝深さが最大とな
る箇所に油通路40の一端が連通開口している。また、第
11図に示すように、前記油穴53には連通路部53Aを有
し、吐出ポート13の吐出ポート部13Bの側壁に開口し、
吐出圧の一部が供給されるようになっている。
最小傾転角（θ＝０゜）で溝深さｈが最も浅く、最大傾
転角（θ＝θmax）で溝深さｈが最も深くなるような、
連続したくさび状溝として構成され、溝深さが最大とな
る箇所に油通路40の一端が連通開口している。また、第
11図に示すように、前記油穴53には連通路部53Aを有
し、吐出ポート13の吐出ポート部13Bの側壁に開口し、
吐出圧の一部が供給されるようになっている。
従って、シリンダブロック８と共に弁板11が傾転摺動
面15に沿って傾転すると、油穴53が対面する油溝52の溝
深さｈは、傾転角θに対応して深くなり、第１の実施例
と同様に当該傾転角θに比例して軸受制御圧Pdが増加す
るような特性を得ることができる。
面15に沿って傾転すると、油穴53が対面する油溝52の溝
深さｈは、傾転角θに対応して深くなり、第１の実施例
と同様に当該傾転角θに比例して軸受制御圧Pdが増加す
るような特性を得ることができる。
一方、54は本実施例によるスラスト用可変絞り機構を
示し、該可変絞り機構54はヘッドケーシング３の傾転摺
動面15側に位置して、吐出通路17が開口するシールラン
ド15Bに中間部位から下側に傾転方向に沿って油溝52に
対向するように形成された油溝55と、弁板11の摺接面11
B側に位置して吐出ポート部13Bの近傍に、前記油溝55と
対応する位置で、吐出ポート部13Bを挟んで油穴53と対
向するように形成された油穴56とから構成されている。
示し、該可変絞り機構54はヘッドケーシング３の傾転摺
動面15側に位置して、吐出通路17が開口するシールラン
ド15Bに中間部位から下側に傾転方向に沿って油溝52に
対向するように形成された油溝55と、弁板11の摺接面11
B側に位置して吐出ポート部13Bの近傍に、前記油溝55と
対応する位置で、吐出ポート部13Bを挟んで油穴53と対
向するように形成された油穴56とから構成されている。
ここで、第14図に示すように、前記油溝55は弁板11の
最小傾転角（θ＝０゜）で溝深さｈが最も深く、最大傾
転角（θ＝θmax）で溝深さｈが最も浅くなるような、
連続したくさび状溝として構成され、溝深さが最大とな
る箇所に油通路41の一端が連通開口している。また、第
11図に示すように、前記油穴56には連通路部56Aを有
し、吐出ポート13の吐出ポート部13Bの側壁に開口し、
吐出圧の一部が供給されるようになっている。
最小傾転角（θ＝０゜）で溝深さｈが最も深く、最大傾
転角（θ＝θmax）で溝深さｈが最も浅くなるような、
連続したくさび状溝として構成され、溝深さが最大とな
る箇所に油通路41の一端が連通開口している。また、第
11図に示すように、前記油穴56には連通路部56Aを有
し、吐出ポート13の吐出ポート部13Bの側壁に開口し、
吐出圧の一部が供給されるようになっている。
従って、シリンダブロック８と共に弁板11が傾転摺動
面15に沿って傾転すると、油穴56が対面する油溝55の溝
深さｈは、傾転角θに対応して浅くなり、第１の実施例
と同様に当該傾転角θに比例して軸受制御圧Pdが減少す
るような特性を得ることができる。
面15に沿って傾転すると、油穴56が対面する油溝55の溝
深さｈは、傾転角θに対応して浅くなり、第１の実施例
と同様に当該傾転角θに比例して軸受制御圧Pdが減少す
るような特性を得ることができる。
本実施例はこのように構成されるが、シリンダブロッ
ク８を傾転させた場合、ラジアル用可変絞り機構51によ
って第８図に示す軸受制御圧Pdを得ることができると共
に、スラスト用可変絞り機構54によって第９図に示す軸
受制御圧Pdを得ることができ、第１の実施例と同様の効
果を発揮する。
ク８を傾転させた場合、ラジアル用可変絞り機構51によ
って第８図に示す軸受制御圧Pdを得ることができると共
に、スラスト用可変絞り機構54によって第９図に示す軸
受制御圧Pdを得ることができ、第１の実施例と同様の効
果を発揮する。
次に、第15図は本発明の第３の実施例を示す。なお、
前述した第１の実施例と同一構成要素には同一符号を付
し、その説明を省略する。
前述した第１の実施例と同一構成要素には同一符号を付
し、その説明を省略する。
然るに、第１の実施例では、ラジアル用可変絞り機構
43、スラスト用可変絞り機構37から導出した軸受制御圧
を、ケーシング１の肉厚部に形成した油通路40,41をそ
れぞれ介して、ラジアル静圧軸受23の供給ポート26、ス
ラスト静圧軸受28の供給室に供給する構成となってい
る。
43、スラスト用可変絞り機構37から導出した軸受制御圧
を、ケーシング１の肉厚部に形成した油通路40,41をそ
れぞれ介して、ラジアル静圧軸受23の供給ポート26、ス
ラスト静圧軸受28の供給室に供給する構成となってい
る。
これに対し、本実施例ではケーシング１の外側に油通
路となる外部配管61,62を設け、一方の外部配管61でラ
ジアル用可変絞り機構34（53）とラジアル静圧軸受23と
の間を接続し、他方の外部配管62でスラスト用可変絞り
機構37（54）とスラスト静圧軸受28との間を接続する構
成としたことにある。
路となる外部配管61,62を設け、一方の外部配管61でラ
ジアル用可変絞り機構34（53）とラジアル静圧軸受23と
の間を接続し、他方の外部配管62でスラスト用可変絞り
機構37（54）とスラスト静圧軸受28との間を接続する構
成としたことにある。
本実施例はこのように構成されるが、このように構成
した場合にも第１の実施例と同様の効果を発揮する。
した場合にも第１の実施例と同様の効果を発揮する。
次に、第16図は本発明の第４の実施例を示す。なお、
前述した第１の実施例と同一構成要素には同一符号を付
し、その説明を省略する。
前述した第１の実施例と同一構成要素には同一符号を付
し、その説明を省略する。
然るに、本実施例の特徴は傾転機構によるシリンダブ
ロックの傾転角を検出し、ポンプ吐出圧力（ポンプ作用
の場合）またはモータ供給圧力（モータ作用の場合）
を、検出した傾転角信号に応じた軸受制御圧として変換
した後、導出し、静圧軸受に供給するように構成したこ
とにある。
ロックの傾転角を検出し、ポンプ吐出圧力（ポンプ作用
の場合）またはモータ供給圧力（モータ作用の場合）
を、検出した傾転角信号に応じた軸受制御圧として変換
した後、導出し、静圧軸受に供給するように構成したこ
とにある。
第16図において、71は例えばヘッドケーシング３に設
けられた傾転角センサで、該傾転角センサ71は傾転機構
18によるシリンダブロック８または弁板11の傾転角θを
検出し、傾転角信号Ｓを出力するものである。このた
め、前記傾転角センサ71としては例えばサーボピストン
21の摺動変位を検出するポテンショーメータ、差動トラ
ンス等の変位センサが用いられる。なお、傾転角センサ
71としては弁板11の摺動変位を検出する変位センサ、シ
リンダブロック８、センタシャフト14の傾転角を直接検
出する回転変位センサを適用してもよい。
けられた傾転角センサで、該傾転角センサ71は傾転機構
18によるシリンダブロック８または弁板11の傾転角θを
検出し、傾転角信号Ｓを出力するものである。このた
め、前記傾転角センサ71としては例えばサーボピストン
21の摺動変位を検出するポテンショーメータ、差動トラ
ンス等の変位センサが用いられる。なお、傾転角センサ
71としては弁板11の摺動変位を検出する変位センサ、シ
リンダブロック８、センタシャフト14の傾転角を直接検
出する回転変位センサを適用してもよい。
72,73はヘッドケーシング３内の吸排通路16,17と連通
する吸排配管で、該各吸排配管72,73間にはこれらの間
の高圧側圧力を選択するシャトル弁74が設けられてい
る。
する吸排配管で、該各吸排配管72,73間にはこれらの間
の高圧側圧力を選択するシャトル弁74が設けられてい
る。
75は前記シャトル弁74とラジアル静圧軸受23の供給ポ
ートとの間の接続する一方の外部配管、76は同じく前記
シャトル弁74とスラスト静圧軸受28の供給室32との間を
接続する他の外部配管を示し、一方の外部配管75の途中
には電磁比例制御弁77が設けられて、流入側配管部75A
と流出側配管部75Bとに分割し、他方の外部配管76の途
中には電磁比例減圧弁78が設けられて、流入側配管部76
Aと流出側配管部76Bとに分割している。
ートとの間の接続する一方の外部配管、76は同じく前記
シャトル弁74とスラスト静圧軸受28の供給室32との間を
接続する他の外部配管を示し、一方の外部配管75の途中
には電磁比例制御弁77が設けられて、流入側配管部75A
と流出側配管部75Bとに分割し、他方の外部配管76の途
中には電磁比例減圧弁78が設けられて、流入側配管部76
Aと流出側配管部76Bとに分割している。
ここで、前記電磁比例制御弁77は信号量が増加するに
比例して流出圧力が高くなるような電磁式サーボ弁が用
いられている。このため、前記電磁比例制御弁77の励磁
コイルは増幅器79を介して傾転角センサ71と接続され、
該傾転角センサ71からシリンダブロック８の傾転角θに
対応した傾転角信号Ｓが入力されることにより、当該傾
転角信号Ｓに比例した軸受制御圧を導出し、ラジアル静
圧軸受23に供給するようになっている。従って、前記電
磁比例制御弁77はシャトル弁74から流入するポンプの自
己吐出圧力を傾転角θに対応したラジアル静圧軸受23用
の軸受制御圧に圧力変換するもので、第８図に示すもの
と同様の特性を得ることができる。
比例して流出圧力が高くなるような電磁式サーボ弁が用
いられている。このため、前記電磁比例制御弁77の励磁
コイルは増幅器79を介して傾転角センサ71と接続され、
該傾転角センサ71からシリンダブロック８の傾転角θに
対応した傾転角信号Ｓが入力されることにより、当該傾
転角信号Ｓに比例した軸受制御圧を導出し、ラジアル静
圧軸受23に供給するようになっている。従って、前記電
磁比例制御弁77はシャトル弁74から流入するポンプの自
己吐出圧力を傾転角θに対応したラジアル静圧軸受23用
の軸受制御圧に圧力変換するもので、第８図に示すもの
と同様の特性を得ることができる。
さらに、前述した電磁比例減圧弁78は信号量が増加す
るに反比例して流出圧力が低くなるような電磁式サーボ
弁が用いられている。このため、前記電磁比例減圧弁78
の励磁コイルは増幅器80を介して傾転角センサ71と接続
され、該傾転角センサ71からシリンダブロック８の傾転
角θに対応した傾転角信号Ｓが入力されることにより、
当該傾転角信号Ｓに反比例した軸受制御圧を導出し、ス
ラスト静圧軸受28に供給するようになっている。従っ
て、前記電磁比例減圧弁78はシャトル弁74から流入する
ポンプの自己吐出圧力を傾転角θに対応して減圧したス
ラスト静圧軸受28用の軸受制御圧に圧力変換するもの
で、第９図に示すものと同様の特性を得ることができ
る。
るに反比例して流出圧力が低くなるような電磁式サーボ
弁が用いられている。このため、前記電磁比例減圧弁78
の励磁コイルは増幅器80を介して傾転角センサ71と接続
され、該傾転角センサ71からシリンダブロック８の傾転
角θに対応した傾転角信号Ｓが入力されることにより、
当該傾転角信号Ｓに反比例した軸受制御圧を導出し、ス
ラスト静圧軸受28に供給するようになっている。従っ
て、前記電磁比例減圧弁78はシャトル弁74から流入する
ポンプの自己吐出圧力を傾転角θに対応して減圧したス
ラスト静圧軸受28用の軸受制御圧に圧力変換するもの
で、第９図に示すものと同様の特性を得ることができ
る。
本実施例はこのように構成されるが、傾転機構18によ
ってシリンダブロック８、弁板11を傾転せしめると、傾
転角センサ71からは該シリンダブロック８の傾転角θに
対応した傾転角信号Ｓが出力される。この結果、電磁比
例制御弁77にあっては、傾転角信号Ｓの信号量に比例し
て圧力が高くなるような軸受制御圧Pdを発生し、ラジア
ル静圧軸受23に供給する。また、電磁比例減圧弁78にあ
っては、傾転角信号Ｓの信号量に比例して圧力が低くな
るような軸受制御圧Pdを発生し、スラスト静圧軸受28に
供給する。
ってシリンダブロック８、弁板11を傾転せしめると、傾
転角センサ71からは該シリンダブロック８の傾転角θに
対応した傾転角信号Ｓが出力される。この結果、電磁比
例制御弁77にあっては、傾転角信号Ｓの信号量に比例し
て圧力が高くなるような軸受制御圧Pdを発生し、ラジア
ル静圧軸受23に供給する。また、電磁比例減圧弁78にあ
っては、傾転角信号Ｓの信号量に比例して圧力が低くな
るような軸受制御圧Pdを発生し、スラスト静圧軸受28に
供給する。
かくして、本実施例においても、第１の実施例と同様
に、傾転角θに応じてドライブディスク６に作用するピ
ストン油圧反力によるラジアル荷重、スラスト荷重が変
化しても、当該ドライブディスク６を安定的に支持する
ことができ、各静圧軸受23,28からの漏れ流量を可及的
に小さくすることができる。
に、傾転角θに応じてドライブディスク６に作用するピ
ストン油圧反力によるラジアル荷重、スラスト荷重が変
化しても、当該ドライブディスク６を安定的に支持する
ことができ、各静圧軸受23,28からの漏れ流量を可及的
に小さくすることができる。
さらに、第17図ないし第19図は本発明による容量可変
型液圧機械を油圧ポンプとして適用した場合の応用例を
示す。
型液圧機械を油圧ポンプとして適用した場合の応用例を
示す。
まず、第17図は本発明を油圧ショベル等の建機械に適
用した場合の油圧システムの油圧回路構成図を示す。
用した場合の油圧システムの油圧回路構成図を示す。
同図において、101は駆動源としてのエンジン、102,1
03は本発明による静圧支持形油圧ポンプ、104は該ポン
プ102,103からの流体動力の供給先を制御するコントロ
ールバルブ群、105は旋回モータ、106はコントロールバ
ルブ群104からの流体動力の中継点を示すセンタジョイ
ント、107,108は下部走行体に設けた走行用油圧モー
タ、109はバケット用油圧シリンダ、110はアーム用油圧
シリンダ、111,111はブーム用油圧シリンダ、112〜120
は前記油圧機器要素間を接続する管路である。
03は本発明による静圧支持形油圧ポンプ、104は該ポン
プ102,103からの流体動力の供給先を制御するコントロ
ールバルブ群、105は旋回モータ、106はコントロールバ
ルブ群104からの流体動力の中継点を示すセンタジョイ
ント、107,108は下部走行体に設けた走行用油圧モー
タ、109はバケット用油圧シリンダ、110はアーム用油圧
シリンダ、111,111はブーム用油圧シリンダ、112〜120
は前記油圧機器要素間を接続する管路である。
このように構成された建設機械の油圧システムにおい
て、エンジン101によって油圧ポンプ102,103を駆動して
高圧流体を吐出すると、この高圧流体はコントロールバ
ルブ104にて旋回系を駆動する旋回用油圧モータ105、あ
るいは走行系を駆動する走行用油圧モータ107,108、さ
らにはブーム用、アーム用、バケット用の各油圧シリン
ダ109,110,111にそれぞれ供給され、掘削作業が行なわ
れる。
て、エンジン101によって油圧ポンプ102,103を駆動して
高圧流体を吐出すると、この高圧流体はコントロールバ
ルブ104にて旋回系を駆動する旋回用油圧モータ105、あ
るいは走行系を駆動する走行用油圧モータ107,108、さ
らにはブーム用、アーム用、バケット用の各油圧シリン
ダ109,110,111にそれぞれ供給され、掘削作業が行なわ
れる。
然るに、本発明の液圧機械を上記構成の建設機械の油
圧ポンプ102,103として用いた場合、走行力、掘削力を
増大させ、性能を向上させるために該油圧ポンプ102,10
3の傾転角を大としても、漏れ流量が少なく、高安定
性、高信頼性をもった油圧ポンプとすることができる。
なお、旋回モータ105、走行用油圧モータ107,108として
適用した場合も同様の効果を奏する。
圧ポンプ102,103として用いた場合、走行力、掘削力を
増大させ、性能を向上させるために該油圧ポンプ102,10
3の傾転角を大としても、漏れ流量が少なく、高安定
性、高信頼性をもった油圧ポンプとすることができる。
なお、旋回モータ105、走行用油圧モータ107,108として
適用した場合も同様の効果を奏する。
次に、第18図は本発明を圧延機の油圧圧下装置に適用
した場合の油圧圧下装置の断面図を示す。
した場合の油圧圧下装置の断面図を示す。
同図において、201はミルハウジング、202はバックア
ップロール、203は中間ロール、204は圧延材205を所定
の板厚に直接圧延するためのワークロールである。ま
た、206は圧延材205の板厚制御を行なうためピストン20
6Aを有する圧下シリンダで、207は該圧下シリンダ207の
ピストン位置を検出するための変位計、208は圧延材205
の板厚を制御するために、圧下指令に基づく電気信号を
流体動力に変換するためのフォースモータバルブであ
り、これらは一対ずつ設けられる。さらに、209は本発
明による静圧支持形の油圧ポンプである。
ップロール、203は中間ロール、204は圧延材205を所定
の板厚に直接圧延するためのワークロールである。ま
た、206は圧延材205の板厚制御を行なうためピストン20
6Aを有する圧下シリンダで、207は該圧下シリンダ207の
ピストン位置を検出するための変位計、208は圧延材205
の板厚を制御するために、圧下指令に基づく電気信号を
流体動力に変換するためのフォースモータバルブであ
り、これらは一対ずつ設けられる。さらに、209は本発
明による静圧支持形の油圧ポンプである。
このように構成される圧延機油圧圧下装置の板厚制御
システムでは、圧下指令に基づき、フォースモータバル
ブ208で圧下シリンダ206の位置を制御することにより、
上，下一対のワークロール204の間に介在して圧延材205
の板厚をミクロン単位で高精度に制御するものである
が、本発明の油圧ポンプ209をかかる油圧システムに適
用した場合にも前述と同様の効果が得られる。
システムでは、圧下指令に基づき、フォースモータバル
ブ208で圧下シリンダ206の位置を制御することにより、
上，下一対のワークロール204の間に介在して圧延材205
の板厚をミクロン単位で高精度に制御するものである
が、本発明の油圧ポンプ209をかかる油圧システムに適
用した場合にも前述と同様の効果が得られる。
さらに、第19図は本発明を油水圧システムに適用した
場合の構成図を示す。
場合の構成図を示す。
同図において、301は海水圧に適用可能な本発明によ
る全静圧支持形の海水圧ポンプ、302は該ポンプ301を駆
動するためのモータ、303はストレーナまたはフィル
タ、304は海水制御弁、305は海水圧アクチュエータであ
り、306は海水圧アクチュエータ305によって駆動される
制御対象を示す。
る全静圧支持形の海水圧ポンプ、302は該ポンプ301を駆
動するためのモータ、303はストレーナまたはフィル
タ、304は海水制御弁、305は海水圧アクチュエータであ
り、306は海水圧アクチュエータ305によって駆動される
制御対象を示す。
このように構成される海水圧システムにおいても、通
常の油圧システムと同様にアクチュエータ305を駆動す
るが、作動流体が海水であるため、海水制御弁304から
の戻りは直接海水に放出される。
常の油圧システムと同様にアクチュエータ305を駆動す
るが、作動流体が海水であるため、海水制御弁304から
の戻りは直接海水に放出される。
然るに、本発明の液圧機械を全静圧支持形の海水圧ポ
ンプ301として適用した場合、ラジアル静圧軸受、スラ
スト静圧軸受には、シリンダブロックの傾転角に応じて
可変制御された自己吐出海水圧を供給しているため、静
圧スリーブ、静圧パッド等での面圧を適正化することが
できる。この結果、差動流体が海水のような低潤滑性の
流体であるときにも静圧軸受とドライブディスクとの間
のすべり面での異常摩耗を防止できる。これにより、小
型で十分に耐久性を有する海水用超高圧ポンプを提供す
ることができる。
ンプ301として適用した場合、ラジアル静圧軸受、スラ
スト静圧軸受には、シリンダブロックの傾転角に応じて
可変制御された自己吐出海水圧を供給しているため、静
圧スリーブ、静圧パッド等での面圧を適正化することが
できる。この結果、差動流体が海水のような低潤滑性の
流体であるときにも静圧軸受とドライブディスクとの間
のすべり面での異常摩耗を防止できる。これにより、小
型で十分に耐久性を有する海水用超高圧ポンプを提供す
ることができる。
なお、本発明の実施例では全静圧支持形の油圧ポンプ
について例示したが、本発明はスラスト静圧軸受を廃止
し、ラジアル静圧軸受とメカニカルな転がり軸受（例え
ば、コロ軸受）とを併用したもの、ラジアル静圧軸受を
廃止し、スラスト静圧軸受とメカニカルな転がり軸受と
を併用したもの等、部分静圧軸受支持形の液圧機械とし
て構成してもよく、要はラジアル静圧軸受、スラスト静
圧軸受のうちの少なくともいずれか一方の静圧軸受を備
えていればよい。
について例示したが、本発明はスラスト静圧軸受を廃止
し、ラジアル静圧軸受とメカニカルな転がり軸受（例え
ば、コロ軸受）とを併用したもの、ラジアル静圧軸受を
廃止し、スラスト静圧軸受とメカニカルな転がり軸受と
を併用したもの等、部分静圧軸受支持形の液圧機械とし
て構成してもよく、要はラジアル静圧軸受、スラスト静
圧軸受のうちの少なくともいずれか一方の静圧軸受を備
えていればよい。
また、本発明の液圧機械を正逆回転可能な油圧モータ
に適用する場合には、弁板に形成した一対の吸排ポー
ト、ヘッドケーシングに形成した一対の吸排通路はいず
れもが高圧ポートとなるものであるから、一対の吸排ポ
ートまたは吸排通路にそれぞれ可変絞り機構の油溝また
は油穴を一対ずつ設ける構成とし、シャトル弁を介して
高圧側圧力を導出し、当該高圧側圧力を軸受制御圧とし
て静圧軸受に供給する構成とすればよい。
に適用する場合には、弁板に形成した一対の吸排ポー
ト、ヘッドケーシングに形成した一対の吸排通路はいず
れもが高圧ポートとなるものであるから、一対の吸排ポ
ートまたは吸排通路にそれぞれ可変絞り機構の油溝また
は油穴を一対ずつ設ける構成とし、シャトル弁を介して
高圧側圧力を導出し、当該高圧側圧力を軸受制御圧とし
て静圧軸受に供給する構成とすればよい。
一方、実施例では傾転機構18をヘッドケーシング３に
設けるものとして述べたが、傾転機構をケーシング本体
２の側面に設け、該傾転機構により一端が耳軸を介して
ケーシング内に取付けられヨークを傾転させ、該ヨーク
によってシリンダブロック、弁板を傾転させる構成とし
てもよい。
設けるものとして述べたが、傾転機構をケーシング本体
２の側面に設け、該傾転機構により一端が耳軸を介して
ケーシング内に取付けられヨークを傾転させ、該ヨーク
によってシリンダブロック、弁板を傾転させる構成とし
てもよい。
さらに、本発明の液圧機械は、前述の適用例に限ら
ず、粉末成形機、射出成形機、高温環境下での高速鍛造
機、トンネル掘進機等の油圧システムにも適用しうるも
のである。特に射出成形機においては、成形品の寸法精
度に最も影響する油圧制御量は圧力であり、この射出成
形機システムにおけるライン圧力は現在の約14.7MPaか
ら49MPa以上に昇圧することにより、射出圧力の変動を1
/3以下にして成形品の精度を向上できる可能性がある。
ず、粉末成形機、射出成形機、高温環境下での高速鍛造
機、トンネル掘進機等の油圧システムにも適用しうるも
のである。特に射出成形機においては、成形品の寸法精
度に最も影響する油圧制御量は圧力であり、この射出成
形機システムにおけるライン圧力は現在の約14.7MPaか
ら49MPa以上に昇圧することにより、射出圧力の変動を1
/3以下にして成形品の精度を向上できる可能性がある。
そこで、本発明をこのような高圧条件下で使用する油
圧ポンプとして適用する場合にも安定的に回転軸を支持
することができる。
圧ポンプとして適用する場合にも安定的に回転軸を支持
することができる。
本発明は以上詳細に説明した如くであって、ラジアル
静圧軸受、スラスト軸受からなる少なくとも一方の静圧
軸受には、可変絞り手段から導出したシリンダブロック
の傾転角に応じた軸受制御圧を供給する構成としたか
ら、前記静圧軸受はシリンダブロックの傾転角に対応し
た静圧支持能力を発揮することができる。
静圧軸受、スラスト軸受からなる少なくとも一方の静圧
軸受には、可変絞り手段から導出したシリンダブロック
の傾転角に応じた軸受制御圧を供給する構成としたか
ら、前記静圧軸受はシリンダブロックの傾転角に対応し
た静圧支持能力を発揮することができる。
この結果、ピストン油圧反力によってドライブディス
クに作用するラジアル方向の荷重またはスラスト方向の
荷重が変化しても、該ドライブディスクの位置決め精度
を常に一定に保持することができ、回転数のいかんを問
わず回転軸を安定的に支持することができる。
クに作用するラジアル方向の荷重またはスラスト方向の
荷重が変化しても、該ドライブディスクの位置決め精度
を常に一定に保持することができ、回転数のいかんを問
わず回転軸を安定的に支持することができる。
また、ドライブディスクをシリンダブロックの傾転角
に応じて静圧支持するものであるから、該ドライブディ
スクと静圧軸受との間の摺動面からの漏れ流量を最小、
かつ一定に維持することができ、動力損失を最小限とす
ることができる。
に応じて静圧支持するものであるから、該ドライブディ
スクと静圧軸受との間の摺動面からの漏れ流量を最小、
かつ一定に維持することができ、動力損失を最小限とす
ることができる。
さらに、静圧軸受にはシリンダブロックの傾転角に応
じた軸受制御圧が供給されるから、該静圧軸受の摺動案
内面の異常摩耗等を防止でき、高圧条件下で長期間使用
しても、寿命の低下を防止でき、長時間連続運転も可能
となる。
じた軸受制御圧が供給されるから、該静圧軸受の摺動案
内面の異常摩耗等を防止でき、高圧条件下で長期間使用
しても、寿命の低下を防止でき、長時間連続運転も可能
となる。
第１図ないし第９図は本発明の第１の実施例に係り、第
１図は本実施例による油圧ポンプを示す縦断面図、第２
図は第１図中の要部拡大断面図、第３図は板弁をヘッド
ケーシング側の摺接面からみた正面図、第４図は第３図
中のIV−IV矢示方向断面図、第５図は同じく第３図中の
Ｖ−Ｖ矢示方向断面図、第６図はヘッドケーシングを傾
転摺動面側からみた正面図、第７図は第６図中のVII−V
II矢示方向断面図、第８図は傾転角に対するラジアル軸
受用油溝の溝深さと軸受制御圧の関係を示す線図、第９
図は傾転角に対するスラスト軸受用油溝の溝深さと軸受
制御圧の関係を示す線図、第10図ないし第14図は本発明
の第２の実施例に係り、第10図は弁板をヘッドケーシン
グ側の摺接面からみた正面図、第11図は第10図のXI−XI
矢示方向断面図、第12図はヘッドケーシングを傾転摺動
面側からみた正面図、第13図は第12図中のXIII−XIII矢
示方向断面図、第14図は第12図中のXIV−XIV矢示方向断
面図、第15図は本発明の第３の実施例に係る油圧ポンプ
を示す縦断面図、第16図は本発明の第４の実施例に係る
油圧ポンプを示す縦断面図、第17図は本発明を建設機械
の油圧システムに適用した場合の油圧回路構成図、第18
図は本発明を圧延機の油圧圧下装置に適用した場合の油
圧圧下装置の断面図、第19図は本発明を海水圧システム
に適用した場合の構成図である。 １……ケーシング、２……ケーシング本体、３……ヘッ
ドケーシング、４……軸受スリーブ、５……回転軸、６
……ドライブディスク、８……シリンダブロック、９…
…シリンダ、10……ピストン、11……弁板、11A……切
換面、11B……摺接面、12,13……吸排ポート、14……セ
ンタシャフト、15……傾転摺動面、16,17……吸排通
路、18……傾転機構、23……ラジアル静圧軸受、24……
軸受スリーブ、25……圧力室、26……供給ポート、27…
…絞り通路、28……スラスト静圧軸受、29……パッド挿
入孔、30……軸受パッド、31……圧力室、32……供給
室、33……絞り通路、34,51……ラジアル用可変絞り機
構、35,52……油溝、36,53……油穴、37,54……スラス
ト用可変絞り機構、38,55……油溝、39,56……油穴、4
0,41……油通路、61,62,75,76……外部配管、71……傾
転角センサ、72,73……吸排配管、74……シャトル弁、7
7……電磁比例制御弁、78……電磁比例減圧弁、Ｓ……
傾転角信号。
１図は本実施例による油圧ポンプを示す縦断面図、第２
図は第１図中の要部拡大断面図、第３図は板弁をヘッド
ケーシング側の摺接面からみた正面図、第４図は第３図
中のIV−IV矢示方向断面図、第５図は同じく第３図中の
Ｖ−Ｖ矢示方向断面図、第６図はヘッドケーシングを傾
転摺動面側からみた正面図、第７図は第６図中のVII−V
II矢示方向断面図、第８図は傾転角に対するラジアル軸
受用油溝の溝深さと軸受制御圧の関係を示す線図、第９
図は傾転角に対するスラスト軸受用油溝の溝深さと軸受
制御圧の関係を示す線図、第10図ないし第14図は本発明
の第２の実施例に係り、第10図は弁板をヘッドケーシン
グ側の摺接面からみた正面図、第11図は第10図のXI−XI
矢示方向断面図、第12図はヘッドケーシングを傾転摺動
面側からみた正面図、第13図は第12図中のXIII−XIII矢
示方向断面図、第14図は第12図中のXIV−XIV矢示方向断
面図、第15図は本発明の第３の実施例に係る油圧ポンプ
を示す縦断面図、第16図は本発明の第４の実施例に係る
油圧ポンプを示す縦断面図、第17図は本発明を建設機械
の油圧システムに適用した場合の油圧回路構成図、第18
図は本発明を圧延機の油圧圧下装置に適用した場合の油
圧圧下装置の断面図、第19図は本発明を海水圧システム
に適用した場合の構成図である。 １……ケーシング、２……ケーシング本体、３……ヘッ
ドケーシング、４……軸受スリーブ、５……回転軸、６
……ドライブディスク、８……シリンダブロック、９…
…シリンダ、10……ピストン、11……弁板、11A……切
換面、11B……摺接面、12,13……吸排ポート、14……セ
ンタシャフト、15……傾転摺動面、16,17……吸排通
路、18……傾転機構、23……ラジアル静圧軸受、24……
軸受スリーブ、25……圧力室、26……供給ポート、27…
…絞り通路、28……スラスト静圧軸受、29……パッド挿
入孔、30……軸受パッド、31……圧力室、32……供給
室、33……絞り通路、34,51……ラジアル用可変絞り機
構、35,52……油溝、36,53……油穴、37,54……スラス
ト用可変絞り機構、38,55……油溝、39,56……油穴、4
0,41……油通路、61,62,75,76……外部配管、71……傾
転角センサ、72,73……吸排配管、74……シャトル弁、7
7……電磁比例制御弁、78……電磁比例減圧弁、Ｓ……
傾転角信号。
Claims (13)
- 【請求項１】吸排通路を有するヘッドケーシングが設け
られた筒状のケーシングと、該ケーシングに回転自在に
設けられ、該ケーシング内への挿入側先端部がドライブ
ディスクとなった回転軸と、前記ケーシング内に配設さ
れ、軸方向に複数のシリンダが穿設されたシリンダブロ
ックと、該シリンダブロックの各シリンダに往復動可能
に設けられ、一端側が前記ドライブディスクに揺動自在
に支持された複数のピストンと、一対の吸排ポートを有
し、一側端面が前記シリンダブロックと摺接する切換面
となり、他側端面が前記ヘッドケーシングの傾転摺動面
に傾斜可能に摺接する摺接面となった弁板と、前記シリ
ンダブロックと共に該弁板を傾転させる傾転機構と、前
記ドライブディスクに作用するラジアル方向、スラスト
方向の油圧反力のうち少なくとも一方の荷重を受承する
ため、該ドライブディスクとケーシングとの間に位置し
て設けられたラジアル静圧軸受、スラスト静圧軸受のう
ち少なくとも一方の静圧軸受とからなる容量可変型斜軸
式液圧機械において、前記ヘッドケーシングと弁板との
間には前記シリンダブロックの傾斜角に応じた圧力を導
出する可変絞り手段を設け、該可変絞り手段から導出さ
れた圧力を前記静圧軸受に供給する構成としたことを特
徴とする容量可変型斜軸式液圧機械。 - 【請求項２】前記静圧軸受はラジアル静圧軸受であり、
前記可変絞り手段は前記弁板の摺接面側に位置して一対
の吸排ポートのうち高圧側となるポートに沿って設けら
れ、該弁板の傾転角が大となるに従って溝深さが深くな
ると共に、前記高圧側ポートと連通した油溝と、前記ヘ
ッドケーシングの傾転摺動面側に位置して該油溝と対応
するように設けられた油穴とからなり、該油穴からは前
記弁板の傾転角に応じて高圧となる軸受制御圧を導出
し、前記ラジアル静圧軸受に供給する構成とした特許請
求の範囲（１）項記載の容量可変型斜軸式液圧機械。 - 【請求項３】前記静圧軸受はスラスト軸受であり、前記
可変絞り手段は前記弁板の摺接面側に位置して一対の吸
排ポートのうち高圧側となるポートに沿って設けられ、
該弁板の傾転角が大となるに従って溝深さが浅くなると
共に、前記高圧側ポートと連通した油溝と、前記ヘッド
ケーシングの傾転摺動面側に位置して該油溝と対応する
ように設けられた油穴とからなり、該油穴からは前記弁
板の傾転角に応じて低圧となる軸受制御圧を導出し、前
記スラスト軸受に供給する構成とした特許請求の範囲
（１）項記載の容量可変型斜軸式液圧機械。 - 【請求項４】前記弁板に形成した油溝は溝深さが最大と
なる側を高圧側ポートと連通させてなる特許請求の範囲
（２）項または（３）項記載の容量可変型斜軸式液圧機
械。 - 【請求項５】前記静圧軸受はラジアル軸受であり、前記
可変絞り手段は前記ヘッドケーシングの傾転摺動面側に
位置して一対の吸排通路のうち高圧側となる通路側に設
けられ、前記弁板の傾転角が大となるに従って溝深さが
深くなる油溝と、前記弁板の摺接面側に位置して該油溝
と対応するように設けられ、一対の吸排ポートのうち高
圧側となるポートと連通した油穴とからなり、前記油溝
からは前記弁板の傾転角に応じて高圧となる軸受制御圧
を導出し、前記ラジアル軸受に供給する構成とした特許
請求の範囲（１）項記載の容量可変型斜軸式液圧機械。 - 【請求項６】前記静圧軸受はスラスト軸受であり、前記
可変絞り手段は前記ヘッドケーシングの傾転摺動面側に
位置して一対の吸排通路のうち高圧側となる通路側に設
けられ、前記弁板の傾転角が大となるに従って溝深さが
浅くなる油溝と、前記弁板の摺接面側に位置して該油溝
と対応するように設けられ、一対の吸排ポートのうち高
圧側となるポートと連通した油穴とからなり、前記油溝
からは前記弁板の傾転角に応じて低圧となる軸受制御圧
を導出し、前記スラスト軸受に供給する構成とした特許
請求の範囲（１）項記載の容量可変型斜軸式液圧機械。 - 【請求項７】前記ヘッドケーシングに形成した油溝は溝
深さが最大となる側に軸受制御圧導出用の油路を形成し
てなる特許請求の範囲（５）項または（６）項記載の容
量可変型斜軸式液圧機械。 - 【請求項８】吸排通路を有するヘッドケーシングが設け
られた筒状のケーシングと、該ケーシングに回転自在に
設けられ、該ケーシング内への挿入側先端部がドライブ
ディスクとなった回転軸と、前記ケーシング内に配設さ
れ、軸方向に複数のシリンダが穿設されたシリンダブロ
ックと、該シリンダブロックの各シリンダに往復動可能
に設けられ、一端側が前記ドライブディスクに揺動自在
に支持された複数のピストンと、一対の吸排ポートを有
し、一側端面が前記シリンダブロックと摺接する切換面
となり、他側端面が前記ヘッドケーシングの傾転摺動面
に傾転可能に摺接する摺接面となった弁板と、前記シリ
ンダブロックと共に該弁板を傾転させる傾転機構と、前
記ドライブディスクに作用するラジアル方向、スラスト
方向の油圧反力のうち少なくとも一方の荷重を受承する
ため、該ドライブディスクとケーシングとの間に位置し
て設けられたラジアル静圧軸受、スラスト静圧軸受のう
ち少なくとも一方の静圧軸受とからなる容量可変型斜軸
式液圧機械において、前記傾転機構による前記シリンダ
ブロックの傾転角を検出するセンサと、前記一対の吸排
通路のうち高圧側となる通路の圧力を導出し、前記静圧
軸受に供給する油通路と、該油通路の途中に設けられ、
前記センサから入力される傾転角信号に基づいて圧力を
制御する制御弁とを設けたことを特徴とする容量可変型
斜軸式液圧機械。 - 【請求項９】前記静圧軸受はラジアル軸受であり、前記
制御弁は傾転角が大となるに従って軸受制御圧を高める
電磁比例制御弁である特許請求の範囲（８）項記載の容
量可変型斜軸式液圧機械。 - 【請求項１０】前記静圧軸受はスラスト軸受であり、前
記制御弁は傾転角が大となるに従って軸受制御圧を下げ
る電磁比例減圧弁である特許請求の範囲（８）項記載の
容量可変型斜軸式液圧機械。 - 【請求項１１】建設機械の油圧システムに用いる主油圧
源用ポンプ、または駆動用モータとして適用してなる特
許請求の範囲（１）項または（８）項記載の容量可変型
斜軸式液圧機械。 - 【請求項１２】圧延機油圧圧下装置の油圧システムに用
いる主油圧源用ポンプとして適用してなる特許請求の範
囲（１）項または（８）項記載の容量可変型斜軸式液圧
機械。 - 【請求項１３】海水圧システムに用いる主油圧源用ポン
プとして適用してなる特許請求の範囲（１）項または
（８）項記載の容量可変型斜軸式液圧機械。
Priority Applications (7)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP63249559A JP2577974B2 (ja) | 1988-10-03 | 1988-10-03 | 容量可変型斜軸式液圧機械 |
| DE68916635T DE68916635T2 (de) | 1988-10-03 | 1989-10-02 | Hydraulische schiefscheibenmaschine mit veränderlicher kapazität. |
| KR1019890702353A KR950008059B1 (ko) | 1988-10-03 | 1989-10-02 | 용량가변형 사축식액압기계 |
| PCT/JP1989/001007 WO1990004101A1 (en) | 1988-10-03 | 1989-10-02 | Variable capacitance, oblique spindle type hydraulique machine |
| EP89910938A EP0389644B1 (en) | 1988-10-03 | 1989-10-02 | Variable capacitance, oblique spindle type hydraulique machine |
| US07/460,066 US5182978A (en) | 1988-10-03 | 1989-10-03 | Bent axis type variable displacement hydraulic machine |
| US07/968,682 US5231912A (en) | 1988-10-03 | 1992-10-30 | Bent axis type variable displacement hydraulic machine |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP63249559A JP2577974B2 (ja) | 1988-10-03 | 1988-10-03 | 容量可変型斜軸式液圧機械 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH0299782A JPH0299782A (ja) | 1990-04-11 |
| JP2577974B2 true JP2577974B2 (ja) | 1997-02-05 |
Family
ID=17194799
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP63249559A Expired - Lifetime JP2577974B2 (ja) | 1988-10-03 | 1988-10-03 | 容量可変型斜軸式液圧機械 |
Country Status (6)
| Country | Link |
|---|---|
| US (1) | US5182978A (ja) |
| EP (1) | EP0389644B1 (ja) |
| JP (1) | JP2577974B2 (ja) |
| KR (1) | KR950008059B1 (ja) |
| DE (1) | DE68916635T2 (ja) |
| WO (1) | WO1990004101A1 (ja) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| CN104481797A (zh) * | 2014-11-29 | 2015-04-01 | 南京萨伯工业设计研究院有限公司 | 液压马达缸体配油盘组件及其加工方法 |
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| JP5998070B2 (ja) * | 2013-01-28 | 2016-09-28 | 日立建機株式会社 | 可変容量型斜軸式液圧ポンプ |
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1988
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-
1989
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