JP3653377B2

JP3653377B2 - Axial piston pump or motor

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Publication number: JP3653377B2
Application number: JP21188797A
Authority: JP
Inventors: 淳井上; 崇志寺岡; 伊藤　　隆
Original assignee: KYB Corp
Current assignee: KYB Corp
Priority date: 1997-08-06
Filing date: 1997-08-06
Publication date: 2005-05-25
Anticipated expiration: 2017-08-06
Also published as: JPH1150952A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ピストンからの反力を駆動軸のフランジに受けるとともに、このフランジを静圧軸受により支持したアキシャルピストンポンプまたはモータに関し、特に、機械効率および容積効率を向上させ得る改良に関する。
【０００２】
【従来の技術】
アキシャルピストンポンプまたはモータとしては、例えば図１５に示すようなものがある。
【０００３】
図示されるように、このアキシャルピストンポンプまたはモータのケーシング１内には、シリンダブロック２が回転軸３を中心に回転自在に収容される。このシリンダブロック２の回転軸３を中心とする所定の円周上には、複数のシリンダ４が回転軸３と略平行に形成され、これらのシリンダ４には、それぞれピストン５が軸方向に往復動可能に収容されている。
【０００４】
これらのピストン５のシリンダ４から突出する側には中空部６が開口し、この中空部６には、それぞれコネクティングロッド７が収容され、このコネクティングロッド７の球状の先端部７ａは、中空部６ａの底部に球面対偶で嵌合している。また、コネクティングロッド７の基端部７ｂ側には、駆動軸８の軸部８ａ端部から側方に広がるフランジ部８ｂが相対し、球状の基端部７ｂは、このフランジ部８ｂに形成された球面穴１０に球面対偶で嵌合している。
【０００５】
駆動軸８は、軸部８ａの外周に嵌合する円筒状のラジアル軸受１１を介して、ケーシング１に回転自在に支持される。
【０００６】
また、駆動軸８は、フランジ部８ｂのコネクティングロッド７と反対側の面において、図１６、図１７に示すように中央部に駆動軸８が貫通する貫通穴１２ｂを備えた円板状の部材であるスラストプレート１２を介して、ケーシング１の受け面１３に支持される。
【０００７】
図１８に示すように、このフランジ部８ｂのピストン５と反対側の面には、コネクティングロッド７の基端部７ｂのちょうど真裏に位置して、ピストン５と同数の凹部１４が形成される。スラストプレート１２の摺動面１２ａには、この凹部１４周囲のランド部１６が摺動可能に接触する。そして、これらの凹部１４には、各ピストン５およびコネクティングロッド７の中心軸上にそれぞれ貫通する流体通路５ａおよび７ｃと、フランジ部８ｂを貫通する流体通路１５を通って、シリンダ４内の作動流体が導かれる（図１５参照）。これにより、フランジ部８ｂとスラストプレート１２とで静圧軸受が構成されるようになっている。
【０００８】
以上のような構成により、アキシャルピストンポンプでは、駆動軸８の回転がコネクティングロッド７を介してシリンダブロック２に伝達され、シリンダブロック２が回転する。このとき、駆動軸８の軸８ｃと回転軸３の軸３ａとは所定の傾斜角で傾斜していることから、シリンダブロック２の回転角度にしたがって、ピストン５はシリンダ４内を往復運動する。これにより、ピストン５が伸長する行程ではポート４ａからシリンダ内に作動流体が吸入され、ピストン５が収縮する行程ではシリンダ４のポート４ａから作動流体が吐出されるようになっている。
【０００９】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、このようなアキシャルピストンポンプおよびモータにおけるピストン５の圧縮行程では、各コネクティングロッド７の基端部７ｂからフランジ部８ｂには、図１９に示すようなピストン反力Ｆ１が作用する。
【００１０】
この場合、ピストン反力Ｆ１は回転軸３の軸３ａの方向に向かっているので、駆動軸８の軸８ｃの方向の分力Ｆ２の他に、軸８ｃに直交する方向（図の上方）への分力Ｆ３を持っている。そして、この分力Ｆ２は、静圧軸受（フランジ部８ｂの凹部１４に導かれる流体圧力）により、軸８ｃ方向の反力Ｆ４で支持され、また、分力Ｆ３は、ラジアル軸受１１により、軸受８ｃと直交する方向（図の下方）へ向かう反力Ｆ５によって支持され、力は全体としてバランスする。
【００１１】
しかしながら、この場合、分力Ｆ３と反力Ｆ５は力の作用する点が異なるため、駆動軸８には、軸８ｃと直交する方向（図１９の紙面に直交する方向）の回りのモーメントＭ１が作用する。
【００１２】
このモーメントＭ１は、ピストン５の下死点側（図１９の軸８ｃよりも上側）では、フランジ部８ｂをスラストプレート１２に押し付けるように作用し、フランジ部８ｂとスラストプレート１２の間に過大な固体接触を引き起こし、ポンプの機械効率を低下させてしまう。
【００１３】
また、このモーメントＭ１は、ピストン５の上死点側（図１９の軸８ｃよりも下側）では、フランジ部８ｂをスラストプレート１２から引き離すように作用するので、静圧軸受の凹部１４からの作動流体の漏れ量を過大とする恐れがあり、シリンダ４内の作動流体が漏れ出してしまう結果、ポンプの容積効率を低下させかねない。このような静圧軸受からの作動流体の漏れは、特にアキシャルピストンモータを、クレーンなど、モータの非駆動時に駆動軸３に外部から回転力が加わる機器に使用した場合に問題となり、ポート４ａからシリンダ４内への流体の出入りがない場合でも、駆動軸８が外部からの回転力によって回転してしまう、いわゆるずり落ち現象の原因となりかねない。
【００１４】
本発明は、このような問題点に着目してなされたもので、ピストンからの反力を駆動軸のフランジに受けるとともに、このフランジを静圧軸受により支持したアキシャルピストンポンプまたはモータにおいて、駆動軸に作用する力のモーメントをバランスさせることにより、機械効率および容積効率を向上させ得るアキシャルピストンポンプまたはモータを提供することを目的とする。
【００１５】
【課題を解決するための手段】
第１の発明は、ケーシングにラジアル軸受を介して回転自在に支持されるとともにピストンを介して作用する流体圧力を支持するフランジ部を備えこのフランジ部において前記ケーシングに静圧軸受を介して支持される駆動軸と、この駆動軸に対して所定の角度で傾斜した回転軸の回りを回転自在に前記ケーシングに支持されたシリンダブロックと、このシリンダブロックの回転軸と平行に形成され前記ピストンを先端側から往復動自在に収容するシリンダと、前記駆動軸と前記シリンダブロックとの間で回転力を伝達する回転力伝達機構とを備えたアキシャルピストンポンプまたはモータにおいて、前記静圧軸受の前記ピストンの下死点側における支持力を前記ピストンの上死点側における支持力よりも強めることにより、前記駆動軸に作用する力のモーメントをバランスさせた。
【００１６】
第２の発明は、前記回転力伝達機構は前記駆動軸と前記シリンダブロックの回転軸を同期回転させるとともに、前記ピストン基端にシュ−を備え、前記ピストンの平坦な基端面とこのシュ−の上部とを面接触させる一方、前記駆動軸のフランジ部と前記シュ−の下部とを球面対偶で嵌合させた。
【００１７】
第３の発明は、前記静圧軸受は、前記フランジ部の前記ピストンと反対側の面と、この面が摺動自在に接触するとともにケーシングに対して固定の支持部と、前記フランジ部の前記ピストン基端の支持位置のちょうど裏側に形成されこのピストンが収容されたシリンダからの高圧が導入される凹部とからなる一方、前記支持部の前記ピストンの下死点側に前記フランジ部の凹部と重なり合う凹部を形成することにより、前記ピストン下死点側における静圧軸受の受圧面積を広げた。
【００１８】
第４の発明は、前記静圧軸受の支持部の前記ピストンの下死点側に形成する凹部は、前記アキシャルピストンポンプまたはモータの高圧側と低圧側に対称に形成する。
【００１９】
第５の発明で、前記静圧軸受の支持部の前記ピストンの下死点側に形成する凹部は、常に前記フランジ部に形成した凹部の少なくともひとつと重なり合うようにした。
【００２０】
第６の発明で、前記静圧軸受は、前記フランジ部の前記ピストンと反対側の面と、この面が摺動自在に接触するとともに前記ケーシングに対して固定の支持部と、前記フランジ部の前記ピストン基端の支持位置のちょうど裏側に形成されこのピストンが収容されたシリンダからの高圧が導入される凹部とからなる一方、前記支持部の前記ピストン上死点側に前記ケーシング内部の低圧が導かれる凹部を形成することにより、前記ピストン上死点側における静圧軸受の受圧面積を狭めた。
【００２１】
第７の発明は、前記静圧軸受の支持部の前記ピストン上死点側に前記ケーシング内部の低圧が導かれる凹部は、前記スラストプレートの外周およびこのスラストプレートに形成された駆動軸貫通用の貫通穴の内周に沿って形成される。
【００２２】
第８の発明は、前記静圧軸受の支持部の高圧側と低圧側の境目付近に凹部を形成し、この凹部が前記フランジ部に形成した凹部を重なり合うときには、静圧軸受の受圧面積が拡大されるようにした。
【００２３】
第９の発明は、前記静圧軸受の支持部は前記ケーシングに固定されたスラストプレートである。
【００２４】
第１０の発明は、前記静圧軸受の支持部を前記ケーシングの内周面の一部に形成した。
【００２５】
【発明の作用および効果】
第１の発明では、駆動軸およびシリンダブロックの回転にともなってシリンダ内のピストンが伸縮するが、駆動軸とシリンダブロックの回転軸が傾斜していることから、このときピストンが駆動軸のフランジ部に及ぼす反力は駆動軸に対して斜め方向を向く結果、このピストン反力の駆動軸のラジアル方向の力と、駆動軸を支持するラジアル軸受の支持力とは、ピストン下死点側をピストンと反対側に押し倒すように駆動軸を傾けようとするモーメントを持つ。これに対して、静圧軸受は、ピストンの下死点側における支持力がピストンの上死点側における支持力よりも強くなっているので、この静圧軸受の支持力により、駆動軸を傾けようとするモーメントは相殺され、駆動軸の傾きは防止される。この結果、ポンプまたはモータの機械効率は高く維持され、また静圧軸受からの液漏れも防止できるので、ポンプまたはモータの容積効率も低下することはない。
【００２６】
第２の発明では、ピストンの平坦な基端面にシュ−の上部を面接触で当接させる一方、駆動軸のフランジ部にシュ−の下部を球面対偶で嵌合させ、ピストン側から作用する流体圧力によって発生する力が、ピストンの軸に略一致した方向の反力で支持され、ポンプまたはモータの最大使用圧力、回転数等の性能を向上させる上での大きな障害となるピストン横力がほとんど作用しないようにしたアキシャルピストンポンプまたはモータにおいて、駆動軸にかかるモーメントをバランスさせ、駆動軸の傾きを防止することにより、ポンプまたはモータの総ての摺動部の摺動状態（潤滑状態）が良好に保たれ、非常に高圧かつ高速のポンプまたはモータを実現することができる。
【００２７】
第３の発明では、静圧軸受の支持部のピストン下死点側に形成された凹部に、ポンプまたはモータの高圧が流れ込むことにより、静圧軸受の受圧面積が、ピストン下死点側でのみ広がり、結果として、駆動軸に作用する力のモーメントがバランスして、駆動軸の傾きは防止される。
【００２８】
第４の発明では、静圧軸受の支持部のピストン下死点側に形成された凹部の内、高圧側に形成されたものにポンプまたはモータの高圧が導かれ、駆動軸に作用する力のモーメントをバランスさせるが、この凹部は高圧側と低圧側に対称に形成されているので、ポンプまたはモータが逆回転し、高圧側と低圧側が入れ替わったときでも、静圧軸受は全く同様に作動し、駆動軸に作用する力のモーメントをバランスさせることができる。
【００２９】
第５の発明では、静圧軸受の支持部のピストン下死点側に形成された凹部は、常にフランジ部に形成された凹部の少なくともひとつと重なり合うので、駆動軸およびシリンダブロックの回転中、常に静圧軸受はピストン下死点側で受圧面積が大きくなり、駆動軸に作用する力のモーメントはバランスし続ける。
【００３０】
第６、第７の発明では、静圧軸受の支持部のピストン上死点側に形成された凹部により、静圧軸受のピストン上死点側における受圧面積は小さくされるので、結果として、駆動軸に作用する力のモーメントがバランスして、駆動軸の傾きは防止される。
【００３１】
また、第１〜第７の発明では、静圧軸受のピストン下死点側とピストン上死点側で支持力を変更しているので、ピストン本数が奇数本であり、高圧側と低圧側に配置されるピストン本数が周期的に変化する場合には、高圧側のピストン本数が多いと、静圧軸受の浮上力はピストンの反力に比較して相対的に弱くなってしまい、高圧側のピストン本数の変動により静圧軸受の押付比が変動してしまう。これに対して、第８の発明では、静圧軸受の支持部の高圧側と低圧側の境目付近には凹部が形成されているので、高圧側に配置されるピストン本数が多いときには、フランジ部の凹部が高圧側と低圧側の境目付近に配置され、支持部の高圧側と低圧側の境目付近に形成された凹部と重なり合うことにより、静圧軸受の受圧面積が広がり、この受圧面積の拡大により静圧軸受の浮上力が強められるので、結果として、ポンプまたはモータの高圧側のピストン本数の変動による押付比の変動を抑制できる。
【００３２】
第９の発明では、静圧軸受の支持部はスラストプレートであるので、凹部の加工は容易に行い得る。
【００３３】
第１０の発明では、静圧軸受の支持部はケーシングの内周面であるので、部品点数を低減できる。
【００３４】
【発明の実施の形態】
以下、添付図面に基づいて、本発明の実施の形態について説明する。
【００３５】
図１には、本実施の形態のアキシャルピストンポンプまたはモータの全体構成を示す。
【００３６】
図示されるように、この図１に示したアキシャルピストンポンプまたはモータは、図１５に示した従来例と、その基本的構成は同一であり、スラストプレート１２の構成のみが異なっている。
【００３７】
さらに詳しく説明すると、アキシャルピストンポンプまたはモータのケーシング１内に回転軸３を中心に回転自在に収容されたシリンダブロック２は、複数のシリンダ４内に往復動自在のピストン５を備え、このピストン５の中空部６に傾転可能に収容されたコネクティングロッド７を介して、駆動軸８のフランジ部８ｂと連係する。この場合、コネクティングロッド７の先端部７ａは中空部６の底部６ａに、コネクティングロッド７の基端部７ｂはフランジ部８ｂに形成された球面穴１０に、それぞれ球面対偶を介して嵌合する。
【００３８】
駆動軸８は、軸部８ａの外周においてラジアル軸受１１を介してケーシング１に回転自在に支持される。このラジアル軸受１１で、ピストン５側から作用する力のラジアル方向（図の上下方向）の分力が支持される。
【００３９】
また、駆動軸８のフランジ部８ｂのピストン５と反対側の面は、ケーシング１の受け面１３に固定されたスラストプレート２０と、摺動可能に接触する。このフランジ部８ｂとスラストプレート２０とで静圧軸受が構成され、ピストン５側から作用する力のスラスト方向の分力が支持される。
【００４０】
この場合、フランジ部８ｂの構成は、図１８に示した従来例の構成と同様であり、フランジ部８ｂのピストン５と反対側の面には、コネクティングロッド７の基端部７ｂのちょうど真裏に位置して、ピストン５と同数の円形の凹部１４が形成され、これらの凹部１４の周囲にランド部１６が形成されている。これらの凹部１４には、各ピストン５およびコネクティングロッド７の中心軸上にそれぞれ貫通する流体通路５ａおよび７ｃと、フランジ部８ｂを貫通する流体通路１５を通って、シリンダ４内の作動流体が導かれる。
【００４１】
一方、スラストプレート２０には、図２、図３に示すように、本発明固有の構成のものが用いられる。
【００４２】
図示されるように、円板状のスラストプレート２０は、ピストン５の下死点側に相対する部分である半円（図２の上側の半円）と、ピストン５の上死点側に相対する部分である半円（図２の下側の半円）とで、フランジ部８ｂと接する摺動面２０ａの構成が異なっている。すなわち、摺動面２０ａのピストン下死点側半円には、高圧側（図２の左側）と低圧側（図２の右側）とで対称に、凹部２１が形成される。この場合、高圧側の凹部２１は、ポンプまたはモータが作動し、スラストプレート２０に対してフランジ部８ｂの回転している間、常にフランジ部８ｂの高圧状態にある凹部１４のいずれかと重なり合うように、フランジ部８ｂの回転方向に十分な長さをもって形成される。また、凹部２１は、高圧側と低圧側にそれぞれ別れて形成され、高圧側の凹部２１が、低圧状態の凹部１４と連通することは無いようにされている。
【００４３】
これにより、高圧側の凹部２１には、常にシリンダ４から高圧の流体圧が導かれ、静圧軸受のピストン下死点側において、シリンダ４からの高圧の作動流体がスラストプレート２０とフランジ部８ｂの間で作用する面積（受圧面積）を広げ、静圧軸受がピストン下死点側でフランジ部８ｂを支持する支持力を強める。なお、この凹部２１を左右対称（高圧側と低圧側で対称）に形成することにより、ポンプまたはモータを逆回転させ、高圧側と低圧側が逆転したときに対応することができる。なお、凹部２１は、低圧側の凹部２１が高圧状態の凹部１４と連通することがないような形状に形成されている。
【００４４】
これに対して、摺動面２０ａの上死点側半円には、外周に沿って凹部２２が、また、駆動軸８が貫通する貫通穴２０ｂに沿って凹部２３が、それぞれ高圧側（左側）から低圧側（右側）にわたって形成される。そして、これらの凹部２２、２３は、常に、ケーシング１内の低圧が導かれるようになっている。
【００４５】
これにより、静圧軸受のピストン上死点側においては、シリンダ４からの高圧の作動流体がスラストプレート２０とフランジ部８ｂの間で作用する面積（受圧面積）が、凹部２２、２３の分だけ狭められ、静圧軸受がピストン下死点側でフランジ部８ｂを支持する支持力を弱める。
【００４６】
このような構成により、図４に示すように、静圧軸受がピストン下死点側（図の上側）においてフランジ部８ｂを支持する力Ｆ６は、ピストン上死点側（図の下側）においてフランジ部８ｂを支持する力Ｆ７より強められる。これにより、これらの力Ｆ６、Ｆ７が、ピストン５からの負荷Ｆ１のスラスト方向の分力Ｆ２の総和と、また、ラジアル軸受１１が軸部８ａを支持する力Ｆ５が、ピストン５からの負荷Ｆ１のラジアル方向の分力Ｆ２の総和と、それぞれ釣り合うとともに、これらの力Ｆ１（Ｆ２およびＦ３）の総和と、Ｆ５、Ｆ６、Ｆ７により駆動軸８に与えられるモーメントもちょうど釣り合うようになっている。なお、凹部２１、２２、２３の広さは、この駆動軸８に作用するモーメントがちょうどバランスするように、設定される。
【００４７】
つぎに作用を説明する。
【００４８】
アキシャルピストンポンプまたはモータが作動すると、駆動軸８の回転によりフランジ部８ｂとスラストプレート２０は摺動しながら相対回転する。このとき、駆動軸８にピストン５から作用するラジアル方向の負荷はラジアル軸受１１により、またスラスト方向の力はフランジ部８ｂとスラストプレート２０の間に形成された静圧軸受により、それぞれ支持される。
【００４９】
この場合、本発明では、スラストプレート２０のピストン下死点側（図の上側）には、凹部２１が形成され、この凹部２１は、ピストン下死点側に位置する凹部１４の少なくともひとつと連通するようになっている。このため、図５に圧力の等高線で示すように、ピストン下死点側かつ高圧側（図の左上）に導かれる作動流体による支持力が作用する範囲は、スラストプレート２０の広い範囲に及び、結果として、静圧軸受がピストン下死点側においてフランジ部８ｂを支持する力は、図６に同じく圧力の等高線で示したような従来の凹部２１がない場合に比べて強められる。
【００５０】
また、スラストプレート２０のピストン上死点側（図の下側）には、凹部２２、２３が形成され、これらの凹部２２、２３には、ケーシング１の内部の低圧が導かれている。このため、図５に示すように、ピストン下死点側かつ高圧側（図の左上）に導かれる作動流体による支持力が作用する範囲は、これらの凹部２２、２３の分だけ狭められ、結果として、静圧軸受がピストン上死点側においてフランジ部８ｂを支持する力は、図６に示す凹部２２、２３がない場合に比べて弱められる。
【００５１】
このように、本発明では、静圧軸受による支持力は、ピストン下死点側で強く、ピストン上死点側で弱くなっているので、前述したように、静圧軸受の支持力がピストン下死点側とピストン上死点側で等しいとしたならば、駆動軸８を軸８ｃに対してこじらせるように（すなわち、フランジ部８ｂをピストン下死点側でスラストプレート２０に押し付け、ピストン上死点側でスラストプレート２０から引き離すように）作用するモーメントは、ちょうど相殺され、駆動軸８に働くモーメントは全体としてバランスする。したがって、フランジ部８ｂとスラストプレート２０の接触面圧が過大となってしまうことも、またフランジ部８ｂとスラストプレート２０の間に隙間が空いて静圧軸受からの作動流体の漏れが発生してしまうこともなく、アキシャルピストンポンプまたはモータの機械効率および容積効率は高く保たれる。
【００５２】
図７、図８には、本発明の他の実施の形態を示す。
【００５３】
図示されるように、この実施の形態のスラストプレート２５の摺動面２５ａには、図２、図３に示したスラストプレート２０のような凹部２２、２３が形成される一方、凹部２１は形成されない。このように、凹部２２、２３のみにより、静圧軸受のピストン上死点側における支持力を弱めただけで、駆動軸８に作用するモーメントを全体としてバランスさせるようにしてもよい。
【００５４】
図９〜図１１には、本発明のさらに他の実施の形態を示す。
【００５５】
この実施の形態では、図９に示すように、フランジ部８ｂに形成される凹部２６は円弧状に形成され、円周方向に沿って配置される。そして、図１０、図１１に示すように、スラストプレート３０の摺動面３０ａには、このようなフランジ部８ｂの凹部２６の形状に対応して、凹部３１、３２、３３が形成される。
【００５６】
さらに詳しく説明すると、スラストプレート３０のピストン下死点側には、スラストプレート３０の外周からやや内側に沿って延びるとともに、内周方向へ張り出した部分において、常に凹部２６の少なくともひとつと連通する凹部３１が、高圧側（図の左側）と低圧側（図の右側）にそれぞれ対称に形成される。また、スラストプレート３０の全外周に沿って形成された凹部３２は、ピストン上死点側において幅広とされるとともに、駆動軸８が貫通する貫通穴３０ｂに沿っては、ピストン上死点側で、高圧側と低圧側の対称な位置に、それぞれ凹部３３が形成される。これらの凹部３２、３３には、ケーシング１内部の低圧が導入される。
【００５７】
このような構成によっても、静圧軸受の支持力は、ピストン下死点側において、ピストン上死点側よりも強められ、駆動軸８に作用するモーメントを全体としてバランスさせることができる。特に、この実施の形態では、凹部２６が円弧状である分、凹部３２、３３の幅を広くとることができ、その分、静圧軸受のピストン上死点側での支持力を弱めることができるので、静圧軸受の支持力の調整の自由度が高められる。
【００５８】
また、この実施の形態で示すように、本発明では、フランジ部８ｂおよびスラストプレートに形成される凹部の形状は特に限定されず、静圧軸受の下死点側の支持力が強まり、上死点側の支持力が弱まるように、任意の形状の凹部を選択して組み合わせることができる。
【００５９】
図１２には、本発明のさらに他の実施の形態を示す。
【００６０】
この実施の形態のスラストプレート３５の摺動面３５ａには、図１０、図１１のスラストプレート３０と同様な凹部３１、３２、３３が形成されるとともに、高圧側（左側）と低圧側（右側）との境目付近に、ピストン下死点側とピストン上死点側のそれぞれ、複数の凹部３６、３７を備えている。これらの凹部３６、３７は、いずれも、凹部３１、３２、３３と繋がってしまわない長さでスラストプレート３５の半径方向に切り欠き状に延び、駆動軸８の回転方向に並んで形成されている。そして、これらの凹部３６、３７は、重なり合うフランジ部８ｂ側の凹部２６が高圧側ならば高圧が、低圧側ならば低圧が導かれる。
【００６１】
このような凹部３６、３７を設けることにより、図１３に示すように、ピストン５側からのスラスト方向の負荷（押付力）を静圧軸受の浮上力で割って得られる押付比を略一定に保つことができる。
【００６２】
さらに詳しく説明すると、アキシャルピストンポンプまたはモータのピストン５の本数が奇数本ｎ（例えば７本）であるときには、シリンダブロック２の回転により、高圧側のピストン５が（ｎ＋１）／２本の場合（例えば４本の場合）と、（ｎ−１）／２本の場合（例えば３本の場合）とが生じ得るが、本発明では、ピストン上死点側の静圧軸受の浮上力は弱められている関係から、高圧側のピストン５の本数によって、ピストン５からの負荷と静圧軸受の浮上力のバランスが異なってしまう。すなわち、高圧側のピストン５の本数が（ｎ＋１）／２本の場合（例えば４本の場合）には、静圧軸受の浮上力がピストン５からの押付力に比較して弱い一方、高圧側のピストン５の本数が（ｎ−１）／２本の場合（３本の場合）にはピストン５の押付力に対して静圧軸受からは十分な浮上力が与えられるので、高圧側のピストン５の本数が（ｎ＋１）／２本の場合の押付比は、高圧側のピストン５の本数が（ｎ−１）／２本の場合よりも大きくなってしまい、図１３に破線で示したように、高圧側のピストン５の本数が切り替わる瞬間に、押付比は急激に変動してしまう。
【００６３】
これに対して、本実施の形態のように、凹部３６、３７が設けられていれば、高圧側のピストン５の本数が（ｎ＋１）／２本であるときには、ピストン５は低圧側と高圧側の境目付近に配置され、凹部３６、３７付近と重なり合うので、凹部３６、３７によって静圧軸受の受圧面積が広げられる結果、静圧軸受の浮上力は強められ、押付比は凹部３６、３７がないときよりも小さくなる。一方、高圧側のピストン５の本数が（ｎ−１）／２本の場合には、ピストン５は低圧側と高圧側の境目よりも内側に配置され、凹部３６、３７付近との重なり合いは小さいので、静圧軸受の受圧面積が特に増大することはなく、押付比は凹部３６、３７がないときと大きく変わることはない。これにより、高圧側のピストン５の本数が切り替わることによる押付比の変化は小さく抑制でき、アキシャルピストンポンプまたはモータの作動中に、押付比を略一定に保つことが可能となる。
【００６４】
なお、以上の実施の形態では、静圧軸受はスラストプレートと駆動軸８のフランジ部８ｂの間に形成されるようになっていたが、本発明では、スラストプレートは必ずしも必須の構成要件ではなく、例えば、フランジ部８ｂをケーシング１の受け部１３で直接支持し、この受け部１３に凹部を形成することにより、駆動軸８にかかるモーメントのバランスをとるようにしてもよい。
【００６５】
図１４には、本発明のさらに他の実施の形態を示す。
【００６６】
図示されるように、この実施の形態は、駆動軸８とシリンダブロック４１を、コネクティングロッドとは異なる回転伝達機構４２を介して連結するとともに、ピストン４３の基端の平坦部にシュ−４４の上部を面接触で当接させ、このシュ−４４の下部を駆動軸８のフランジ部８ｂに形成した球面穴４５に球面対偶で嵌合させたアキシャルピストンポンプまたはモータに、本発明を適用したものである。このアキシャルピストンポンプまたはモータは、このような構成により、ピストン４３側から作用する流体圧力によって発生する力が、ピストン４３の軸に略一致した方向の反力で支持され、ポンプまたはモータの最大使用圧力、回転数等の性能を向上させる上での大きな障害となるピストン横力がほとんど作用しないようにしたものである。
【００６７】
そして、このようなアキシャルピストンポンプまたはモータのスラストプレート４６に凹部４７等を形成することによって、ポンプまたはモータの総ての摺動部の摺動状態（潤滑状態）が良好に保たれ、非常に高圧かつ高速のポンプまたはモータを実現することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態を示す断面図である。
【図２】同じくスラストプレートを示す正面図である。
【図３】同じく図２のＡ−Ａ断面図である。
【図４】同じく駆動軸に作用する力のバランスを示す説明図である。
【図５】同じく静圧軸受から駆動軸のフランジ部に作用する圧力の分布を示す説明図である。
【図６】同じく静圧軸受から駆動軸のフランジ部に作用する圧力の分布を示す説明図である。
【図７】本発明の他の実施の形態におけるスラストプレートを示す正面図である。
【図８】同じく図７のＡ−Ａ断面図である。
【図９】本発明のさらに他の実施の形態における駆動軸のフランジ部を示す正面図である。
【図１０】同じくスラストプレートを示す正面図である。
【図１１】同じく図１０のＡ−Ａ断面図である。
【図１２】本発明のさらに他の実施の形態におけるスラストプレートを示す正面図である。
【図１３】同じく押付比の変動を示す特性図である。
【図１４】本発明のさらに他の実施の形態を示す断面図である。
【図１５】従来のアキシャルピストンポンプまたはモータを示す断面図である。
【図１６】同じくスラストプレートを示す正面図である。
【図１７】同じく図１６のＡ−Ａ断面図である。
【図１８】同じく駆動軸のフランジ部を示す正面図である。
【図１９】同じく駆動軸に作用する力のバランスを示す説明図である。
【符号の説明】
１ケーシング
２シリンダブロック
３回転軸
４シリンダ
５ピストン
８駆動軸
８ａ軸部
８ｂフランジ部
１１ラジアル軸受
１４凹部
２０スラストプレート
２０ａ摺動面
２１凹部
２２凹部
２３凹部
２５スラストプレート
２５ａ摺動面
２６凹部
３０スラストプレート
３０ａ摺動面
３１凹部
３２凹部
３３凹部
３５スラストプレート
３５ａ摺動面
３６凹部
３７凹部
４６スラストプレート
４７凹部[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an axial piston pump or a motor that receives a reaction force from a piston on a flange of a drive shaft and supports the flange with a hydrostatic bearing, and particularly relates to an improvement that can improve mechanical efficiency and volumetric efficiency.
[0002]
[Prior art]
An example of the axial piston pump or motor is shown in FIG.
[0003]
As shown in the figure, a cylinder block 2 is accommodated in a casing 1 of this axial piston pump or motor so as to be rotatable about a rotary shaft 3. A plurality of cylinders 4 are formed substantially in parallel with the rotation shaft 3 on a predetermined circumference around the rotation shaft 3 of the cylinder block 2, and pistons 5 reciprocate in the axial direction of these cylinders 4, respectively. It is housed movably.
[0004]
Hollow portions 6 are opened on the sides of the pistons 5 protruding from the cylinders 4, and connecting rods 7 are accommodated in the hollow portions 6, respectively, and a spherical tip portion 7 a of the connecting rod 7 is formed by a hollow portion 6 a. It is fitted to the bottom of the ball with a spherical pair. Further, a flange portion 8b extending from the end portion of the shaft portion 8a of the drive shaft 8 is opposed to the base end portion 7b side of the connecting rod 7, and a spherical base end portion 7b is formed on the flange portion 8b. The spherical hole 10 is fitted with a spherical pair.
[0005]
The drive shaft 8 is rotatably supported by the casing 1 via a cylindrical radial bearing 11 fitted to the outer periphery of the shaft portion 8a.
[0006]
Further, the drive shaft 8 is a disk-shaped member provided with a through hole 12b through which the drive shaft 8 penetrates in the center as shown in FIGS. 16 and 17 on the surface opposite to the connecting rod 7 of the flange portion 8b. Is supported by the receiving surface 13 of the casing 1 via the thrust plate 12.
[0007]
As shown in FIG. 18, the same number of recesses 14 as the piston 5 are formed on the surface of the flange portion 8 b opposite to the piston 5, located just behind the base end portion 7 b of the connecting rod 7. The land 16 around the recess 14 is slidably in contact with the sliding surface 12a of the thrust plate 12. The recesses 14 pass through the fluid passages 5a and 7c penetrating the central axes of the pistons 5 and the connecting rod 7 and the fluid passages 15 penetrating the flange portions 8b, respectively. Is derived (see FIG. 15). As a result, the flange portion 8b and the thrust plate 12 constitute a hydrostatic bearing.
[0008]
With the configuration as described above, in the axial piston pump, the rotation of the drive shaft 8 is transmitted to the cylinder block 2 via the connecting rod 7, and the cylinder block 2 rotates. At this time, since the shaft 8c of the drive shaft 8 and the shaft 3a of the rotary shaft 3 are inclined at a predetermined inclination angle, the piston 5 reciprocates in the cylinder 4 according to the rotation angle of the cylinder block 2. Thus, the working fluid is sucked into the cylinder from the port 4a in the stroke in which the piston 5 extends, and the working fluid is discharged from the port 4a in the cylinder 4 in the stroke in which the piston 5 contracts.
[0009]
[Problems to be solved by the invention]
Incidentally, in the compression stroke of the piston 5 in such an axial piston pump and motor, a piston reaction force F1 as shown in FIG. 19 acts on the flange portion 8b from the base end portion 7b of each connecting rod 7.
[0010]
In this case, since the piston reaction force F1 is directed in the direction of the axis 3a of the rotary shaft 3, in addition to the component force F2 in the direction of the axis 8c of the drive shaft 8, the direction is perpendicular to the axis 8c (upward in the figure). Has a component force of F3. The component force F2 is supported by a reaction force F4 in the direction of the shaft 8c by a hydrostatic bearing (fluid pressure guided to the concave portion 14 of the flange portion 8b), and the component force F3 is supported by the radial bearing 11 by a bearing. The force is supported by a reaction force F5 in a direction perpendicular to 8c (downward in the figure), and the force is balanced as a whole.
[0011]
However, in this case, since the component force F3 and the reaction force F5 are different in that the force acts, the drive shaft 8 has a moment M1 around the direction perpendicular to the shaft 8c (the direction perpendicular to the paper surface of FIG. 19). Works.
[0012]
This moment M1 acts to press the flange portion 8b against the thrust plate 12 on the bottom dead center side of the piston 5 (above the shaft 8c in FIG. 19), and is excessive between the flange portion 8b and the thrust plate 12. It causes solid contact and reduces the mechanical efficiency of the pump.
[0013]
Further, this moment M1 acts on the top dead center side of the piston 5 (below the shaft 8c in FIG. 19) so as to separate the flange portion 8b from the thrust plate 12. There is a possibility that the amount of leakage of the working fluid may be excessive, and as a result of the working fluid in the cylinder 4 leaking out, the volumetric efficiency of the pump may be reduced. Such leakage of the working fluid from the hydrostatic bearing becomes a problem particularly when the axial piston motor is used in a device such as a crane that applies a rotational force to the drive shaft 3 from the outside when the motor is not driven. Even when there is no fluid in and out of the cylinder 4, it may cause a so-called slipping phenomenon that the drive shaft 8 is rotated by the external rotational force.
[0014]
The present invention has been made paying attention to such problems, and in an axial piston pump or motor in which a reaction force from a piston is received by a flange of a drive shaft and this flange is supported by a hydrostatic bearing, the drive shaft It is an object of the present invention to provide an axial piston pump or motor capable of improving mechanical efficiency and volumetric efficiency by balancing the moment of force acting on the motor.
[0015]
[Means for Solving the Problems]
A first aspect of the present invention includes a flange portion that is rotatably supported by a casing via a radial bearing and that supports a fluid pressure acting via a piston. In this flange portion, the casing is supported by the casing via a hydrostatic bearing. A drive shaft, a cylinder block supported by the casing so as to be rotatable around a rotation shaft inclined at a predetermined angle with respect to the drive shaft, and a piston formed at a front end of the piston formed in parallel with the rotation shaft of the cylinder block In an axial piston pump or motor comprising a cylinder that is reciprocally accommodated from the side, and a rotational force transmission mechanism that transmits rotational force between the drive shaft and the cylinder block, the piston of the hydrostatic bearing By making the support force at the bottom dead center side stronger than the support force at the top dead center side of the piston, The moment of force was allowed to balance that.
[0016]
According to a second aspect of the present invention, the rotational force transmission mechanism synchronously rotates the drive shaft and the rotation shaft of the cylinder block, and includes a shoe at the piston base end, and a flat base end surface of the piston and the shoe While the upper portion was brought into surface contact, the flange portion of the drive shaft and the lower portion of the shoe were fitted with a spherical pair.
[0017]
According to a third aspect of the present invention, the hydrostatic bearing includes a surface of the flange portion opposite to the piston, a surface that is slidably in contact with the surface, a support portion fixed to the casing, and the flange portion. A recess formed in the back side of the support position of the piston base end and into which a high pressure from a cylinder in which the piston is accommodated is introduced, and a recess of the flange portion on the bottom dead center side of the piston of the support portion. By forming overlapping concave portions, the pressure receiving area of the hydrostatic bearing on the piston bottom dead center side was expanded.
[0018]
In a fourth aspect of the present invention, the concave portion formed on the bottom dead center side of the piston of the support portion of the hydrostatic bearing is formed symmetrically on the high pressure side and the low pressure side of the axial piston pump or motor.
[0019]
In the fifth invention, the concave portion formed on the bottom dead center side of the piston of the support portion of the hydrostatic bearing is always overlapped with at least one of the concave portions formed in the flange portion.
[0020]
In the sixth invention, the hydrostatic bearing includes a surface of the flange portion opposite to the piston, a surface that is slidably in contact with the surface, a support portion fixed to the casing, and a flange portion. The piston is formed on the back side of the support position of the piston base end and includes a recess into which high pressure from a cylinder in which the piston is accommodated is introduced, while the low pressure inside the casing is on the piston top dead center side of the support portion. By forming the guided recess, the pressure receiving area of the hydrostatic bearing on the piston top dead center side was narrowed.
[0021]
According to a seventh aspect of the present invention, there is provided a recess for guiding a low pressure inside the casing to the piston top dead center side of the support portion of the hydrostatic bearing, the outer periphery of the thrust plate and a drive shaft penetrating formed in the thrust plate. It is formed along the inner periphery of the through hole.
[0022]
According to an eighth aspect of the present invention, when a recess is formed near the boundary between the high pressure side and the low pressure side of the support portion of the hydrostatic bearing, and the recess overlaps the recess formed in the flange portion, the pressure receiving area of the hydrostatic bearing is increased. It was made to be.
[0023]
In a ninth aspect of the present invention, the support portion of the hydrostatic bearing is a thrust plate fixed to the casing.
[0024]
In a tenth aspect of the invention, the support portion of the hydrostatic bearing is formed on a part of the inner peripheral surface of the casing.
[0025]
Operation and effect of the invention
In the first invention, the piston in the cylinder expands and contracts with the rotation of the drive shaft and the cylinder block. However, since the drive shaft and the rotation shaft of the cylinder block are inclined, the piston is at this time a flange portion of the drive shaft. As a result of the reaction force exerted on the drive shaft being directed obliquely with respect to the drive shaft, the radial force of the drive shaft and the support force of the radial bearing that supports the drive shaft It has a moment to tilt the drive shaft so as to push it down. On the other hand, in the hydrostatic bearing, the support force on the bottom dead center side of the piston is stronger than the support force on the piston top dead center side. Therefore, the drive shaft is tilted by the support force of the hydrostatic bearing. The moments to be canceled are canceled out and tilting of the drive shaft is prevented. As a result, the mechanical efficiency of the pump or motor is maintained high, and liquid leakage from the hydrostatic bearing can be prevented, so that the volumetric efficiency of the pump or motor does not decrease.
[0026]
In the second invention, the upper portion of the shoe is brought into contact with the flat base end surface of the piston by surface contact, while the lower portion of the shoe is fitted to the flange portion of the drive shaft by a spherical pair so that the fluid acts from the piston side. The force generated by the pressure is supported by the reaction force in the direction that approximately coincides with the piston axis, and the piston lateral force that is a major obstacle to improving the performance of the pump or motor, such as the maximum operating pressure and rotation speed, is almost In an axial piston pump or motor that has been prevented from acting, the sliding state (lubricated state) of all sliding parts of the pump or motor is prevented by balancing the moment applied to the driving shaft and preventing tilting of the driving shaft. A very high pressure and high speed pump or motor can be realized that is well maintained.
[0027]
In the third aspect of the invention, the high pressure of the pump or motor flows into the recess formed on the piston bottom dead center side of the support portion of the hydrostatic bearing, so that the pressure receiving area of the hydrostatic bearing is only on the piston bottom dead center side. As a result, the moment of force acting on the drive shaft is balanced, and the tilt of the drive shaft is prevented.
[0028]
In the fourth invention, the high pressure of the pump or the motor is guided to the one formed on the high pressure side of the concave portion formed on the piston bottom dead center side of the support portion of the hydrostatic bearing, and the force acting on the drive shaft is Although the moment is balanced, this recess is formed symmetrically on the high-pressure side and the low-pressure side, so that the hydrostatic bearing operates in the same way even when the pump or motor rotates in reverse and the high-pressure side and low-pressure side are switched. The moment of force acting on the drive shaft can be balanced.
[0029]
In the fifth invention, the recess formed on the piston bottom dead center side of the support portion of the hydrostatic bearing always overlaps at least one of the recesses formed in the flange portion, so that the drive shaft and the cylinder block are always rotated during the rotation. The hydrostatic bearing has a larger pressure receiving area on the bottom dead center side of the piston, and the moment of force acting on the drive shaft continues to balance.
[0030]
In the sixth and seventh inventions, the pressure receiving area on the piston top dead center side of the hydrostatic bearing is reduced by the concave portion formed on the piston top dead center side of the support portion of the hydrostatic bearing. The moment of force acting on the shaft is balanced, and tilting of the drive shaft is prevented.
[0031]
In the first to seventh inventions, since the bearing force is changed on the piston bottom dead center side and the piston top dead center side of the hydrostatic bearing, the number of pistons is an odd number, and the high pressure side and the low pressure side When the number of arranged pistons changes periodically, if the number of pistons on the high pressure side is large, the levitation force of the hydrostatic bearing will be relatively weak compared to the reaction force of the piston, The pressing ratio of the hydrostatic bearing will fluctuate due to fluctuations in the number of pistons. On the other hand, in the eighth invention, since the concave portion is formed in the vicinity of the boundary between the high pressure side and the low pressure side of the support portion of the hydrostatic bearing, when the number of pistons arranged on the high pressure side is large, the flange portion Is located near the boundary between the high-pressure side and the low-pressure side, and overlaps with the recess formed near the boundary between the high-pressure side and the low-pressure side of the support part. As a result, the floating force of the hydrostatic bearing is strengthened, and as a result, the variation in the pressing ratio due to the variation in the number of pistons on the high pressure side of the pump or motor can be suppressed.
[0032]
In the ninth invention, since the support portion of the hydrostatic bearing is a thrust plate, the recess can be easily processed.
[0033]
In the tenth invention, since the support portion of the hydrostatic bearing is the inner peripheral surface of the casing, the number of parts can be reduced.
[0034]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.
[0035]
FIG. 1 shows the overall configuration of an axial piston pump or motor according to the present embodiment.
[0036]
As shown in the figure, the axial piston pump or motor shown in FIG. 1 has the same basic configuration as the conventional example shown in FIG. 15, and only the configuration of the thrust plate 12 is different.
[0037]
More specifically, a cylinder block 2 accommodated in an axial piston pump or motor casing 1 so as to be rotatable about a rotary shaft 3 includes pistons 5 that can reciprocate in a plurality of cylinders 4. It links with the flange part 8b of the drive shaft 8 via the connecting rod 7 accommodated in the hollow part 6 so as to be tiltable. In this case, the distal end portion 7a of the connecting rod 7 is fitted into the bottom portion 6a of the hollow portion 6 and the proximal end portion 7b of the connecting rod 7 is fitted into the spherical hole 10 formed in the flange portion 8b via a spherical pair.
[0038]
The drive shaft 8 is rotatably supported by the casing 1 via a radial bearing 11 on the outer periphery of the shaft portion 8a. The radial bearing 11 supports a component force in the radial direction (vertical direction in the figure) of the force acting from the piston 5 side.
[0039]
Further, the surface of the flange 8b of the drive shaft 8 opposite to the piston 5 is slidably in contact with the thrust plate 20 fixed to the receiving surface 13 of the casing 1. The flange portion 8b and the thrust plate 20 constitute a hydrostatic bearing, and the component force in the thrust direction of the force acting from the piston 5 side is supported.
[0040]
In this case, the configuration of the flange portion 8b is the same as the configuration of the conventional example shown in FIG. 18, and the surface of the flange portion 8b opposite to the piston 5 is just behind the base end portion 7b of the connecting rod 7. Positioned, the same number of circular recesses 14 as the pistons 5 are formed, and land portions 16 are formed around these recesses 14. The working fluid in the cylinder 4 is guided to the recesses 14 through the fluid passages 5a and 7c penetrating the central axes of the pistons 5 and the connecting rod 7 and the fluid passage 15 penetrating the flange portion 8b. It is burned.
[0041]
On the other hand, as shown in FIGS. 2 and 3, the thrust plate 20 has a structure unique to the present invention.
[0042]
As shown in the figure, the disc-shaped thrust plate 20 has a semicircle (a semicircle on the upper side in FIG. 2) which is a portion facing the bottom dead center side of the piston 5 and a top dead center side of the piston 5. The structure of the sliding surface 20a in contact with the flange portion 8b is different from the semicircle (lower semicircle in FIG. 2) which is a portion to be made. That is, the concave portion 21 is formed symmetrically on the high pressure side (left side in FIG. 2) and the low pressure side (right side in FIG. 2) in the semi-circle on the piston bottom dead center side of the sliding surface 20a. In this case, the recess 21 on the high-pressure side always overlaps with any one of the recesses 14 in the high-pressure state of the flange portion 8b while the pump or motor operates and the flange portion 8b rotates with respect to the thrust plate 20. The flange portion 8b is formed with a sufficient length in the rotation direction. The recess 21 is formed separately on the high-pressure side and the low-pressure side, so that the high-pressure side recess 21 does not communicate with the recess 14 in the low-pressure state.
[0043]
As a result, high pressure fluid pressure is always guided from the cylinder 4 to the recess 21 on the high pressure side, and the high pressure working fluid from the cylinder 4 flows on the thrust plate 20 and the flange portion 8b on the piston bottom dead center side of the static pressure bearing. The area (pressure receiving area) acting between the two is expanded, and the hydrostatic bearing strengthens the supporting force to support the flange portion 8b on the piston bottom dead center side. By forming the recess 21 symmetrically (symmetrical on the high-pressure side and the low-pressure side), the pump or motor can be rotated in the reverse direction to cope with a case where the high-pressure side and the low-pressure side are reversed. The recess 21 is formed in a shape such that the recess 21 on the low pressure side does not communicate with the recess 14 in the high pressure state.
[0044]
On the other hand, the top dead center semicircle on the sliding surface 20a has a recess 22 along the outer periphery and a recess 23 along the through hole 20b through which the drive shaft 8 passes, respectively. ) To the low pressure side (right side). And these recessed parts 22 and 23 always lead the low pressure in the casing 1.
[0045]
Thereby, on the piston top dead center side of the hydrostatic bearing, the area (pressure receiving area) where the high-pressure working fluid from the cylinder 4 acts between the thrust plate 20 and the flange portion 8b is the amount corresponding to the concave portions 22 and 23. It is narrowed and the hydrostatic bearing weakens the supporting force that supports the flange portion 8b on the piston bottom dead center side.
[0046]
With such a configuration, as shown in FIG. 4, the force F <b> 6 that the hydrostatic bearing supports the flange portion 8 b on the piston bottom dead center side (upper side in the figure) is on the piston top dead center side (lower side in the figure). It is strengthened more than the force F7 which supports the flange part 8b. Thus, these forces F6 and F7 are the sum of the component force F2 in the thrust direction of the load F1 from the piston 5, and the force F5 at which the radial bearing 11 supports the shaft portion 8a is the load F1 from the piston 5. The total sum of the component forces F2 in the radial direction is balanced with each other, and the sum of these forces F1 (F2 and F3) and the moment applied to the drive shaft 8 by F5, F6, and F7 are also just balanced. The widths of the recesses 21, 22 and 23 are set so that moments acting on the drive shaft 8 are just balanced.
[0047]
Next, the operation will be described.
[0048]
When the axial piston pump or the motor is operated, the flange portion 8b and the thrust plate 20 are rotated relative to each other by sliding of the drive shaft 8. At this time, the radial load acting on the drive shaft 8 from the piston 5 is supported by the radial bearing 11, and the thrust force is supported by the hydrostatic bearing formed between the flange portion 8b and the thrust plate 20, respectively. .
[0049]
In this case, in the present invention, a recess 21 is formed on the piston bottom dead center side (the upper side in the figure) of the thrust plate 20, and this recess 21 communicates with at least one of the recesses 14 located on the piston bottom dead center side. It is supposed to do. For this reason, as shown by the contour lines of pressure in FIG. 5, the range in which the support force by the working fluid guided to the piston bottom dead center side and the high pressure side (upper left in the figure) acts is a wide range of the thrust plate 20. As a result, the force with which the hydrostatic bearing supports the flange portion 8b on the piston bottom dead center side is strengthened compared to the case where there is no conventional recess 21 as shown by the pressure contour line in FIG.
[0050]
Further, concave portions 22 and 23 are formed on the piston top dead center side (lower side in the figure) of the thrust plate 20, and the low pressure inside the casing 1 is guided to these concave portions 22 and 23. For this reason, as shown in FIG. 5, the range in which the support force by the working fluid guided to the piston bottom dead center side and the high pressure side (upper left in the figure) acts is narrowed by these recesses 22 and 23, and the result As a result, the force with which the hydrostatic bearing supports the flange portion 8b on the piston top dead center side is weakened as compared with the case where the concave portions 22 and 23 shown in FIG. 6 are not provided.
[0051]
As described above, in the present invention, since the support force by the hydrostatic bearing is strong at the piston bottom dead center side and weak at the piston top dead center side, as described above, the support force of the hydrostatic bearing is below the piston bottom dead center side. If the dead center side and the piston top dead center side are the same, the drive shaft 8 is twisted with respect to the shaft 8c (that is, the flange portion 8b is pressed against the thrust plate 20 on the piston bottom dead center side, and the piston top dead center is reached. The moment acting (as if pulling away from the thrust plate 20 on the point side) is just canceled out, and the moment acting on the drive shaft 8 is balanced as a whole. Therefore, the contact surface pressure between the flange portion 8b and the thrust plate 20 may be excessive, or a gap may be formed between the flange portion 8b and the thrust plate 20, causing leakage of the working fluid from the hydrostatic bearing. The mechanical efficiency and volumetric efficiency of the axial piston pump or motor are kept high.
[0052]
7 and 8 show another embodiment of the present invention.
[0053]
As shown in the figure, on the sliding surface 25a of the thrust plate 25 of this embodiment, recesses 22 and 23 like the thrust plate 20 shown in FIGS. 2 and 3 are formed, while the recess 21 is formed. Not. As described above, the moment acting on the drive shaft 8 may be balanced as a whole only by weakening the supporting force on the piston top dead center side of the hydrostatic bearing only by the recesses 22 and 23.
[0054]
9 to 11 show still another embodiment of the present invention.
[0055]
In this embodiment, as shown in FIG. 9, the recessed part 26 formed in the flange part 8b is formed in circular arc shape, and is arrange | positioned along the circumferential direction. As shown in FIGS. 10 and 11, the sliding surface 30a of the thrust plate 30 is formed with recesses 31, 32, and 33 corresponding to the shape of the recess 26 of the flange portion 8b.
[0056]
More specifically, on the piston bottom dead center side of the thrust plate 30, a recess that extends slightly inward from the outer periphery of the thrust plate 30 and that always communicates with at least one of the recesses 26 in a portion protruding in the inner periphery direction. 31 are formed symmetrically on the high pressure side (left side in the figure) and on the low pressure side (right side in the figure). Further, the recess 32 formed along the entire outer periphery of the thrust plate 30 is widened on the piston top dead center side, and on the piston top dead center side along the through hole 30b through which the drive shaft 8 passes. Recesses 33 are respectively formed at symmetrical positions on the high-pressure side and the low-pressure side. The low pressure inside the casing 1 is introduced into these recesses 32 and 33.
[0057]
Even with such a configuration, the support force of the hydrostatic bearing is strengthened on the piston bottom dead center side than on the piston top dead center side, and the moment acting on the drive shaft 8 can be balanced as a whole. In particular, in this embodiment, the width of the concave portions 32 and 33 can be increased by the amount of the concave portion 26 having an arc shape, and accordingly, the supporting force on the piston top dead center side of the hydrostatic bearing can be weakened. As a result, the degree of freedom in adjusting the bearing force of the hydrostatic bearing is increased.
[0058]
Further, as shown in this embodiment, in the present invention, the shape of the concave portion formed in the flange portion 8b and the thrust plate is not particularly limited, and the supporting force on the bottom dead center side of the hydrostatic bearing is increased, so Arbitrary shapes can be selected and combined so that the point-side support force is weakened.
[0059]
FIG. 12 shows still another embodiment of the present invention.
[0060]
The sliding surface 35a of the thrust plate 35 of this embodiment is formed with recesses 31, 32, 33 similar to the thrust plate 30 of FIGS. 10 and 11, and the high pressure side (left side) and the low pressure side (right side). ) Are provided with a plurality of recesses 36 and 37 on the piston bottom dead center side and piston top dead center side, respectively. Each of these recesses 36 and 37 has a length that does not connect to the recesses 31, 32, and 33, extends in the radial direction of the thrust plate 35, and is formed side by side in the rotational direction of the drive shaft 8. Yes. And these recessed parts 36 and 37 will guide high pressure if the recessed part 26 by the side of the overlapping flange part 8b is a high voltage | pressure side, and low pressure will be guided if it is a low voltage | pressure side.
[0061]
By providing such recesses 36 and 37, as shown in FIG. 13, the pressing ratio obtained by dividing the thrust load (pressing force) from the piston 5 side by the flying force of the hydrostatic bearing is made substantially constant. Can keep.
[0062]
More specifically, when the number of pistons 5 of the axial piston pump or motor is an odd number n (for example, 7), the rotation of the cylinder block 2 causes the case where the number of pistons 5 on the high pressure side is (n + 1) / 2 ( For example, the case of four) and the case of (n-1) / 2 (for example, three) can occur, but in the present invention, the levitation force of the hydrostatic bearing on the piston top dead center side is weakened. Therefore, the balance between the load from the piston 5 and the levitation force of the hydrostatic bearing varies depending on the number of the high-pressure side pistons 5. That is, when the number of the high-pressure side pistons 5 is (n + 1) / 2 (for example, four), the levitation force of the hydrostatic bearing is weaker than the pressing force from the piston 5 while the high-pressure side When the number of pistons 5 is (n-1) / 2 (three), a sufficient levitation force is applied from the hydrostatic bearing to the pressing force of the piston 5, so the piston on the high pressure side The pressing ratio when the number of 5 is (n + 1) / 2 is larger than that when the number of the high-pressure side pistons 5 is (n-1) / 2, as shown by the broken line in FIG. In addition, at the moment when the number of high-pressure side pistons 5 is switched, the pressing ratio fluctuates rapidly.
[0063]
On the other hand, if the recesses 36 and 37 are provided as in the present embodiment, when the number of the high-pressure side pistons 5 is (n + 1) / 2, the pistons 5 are connected to the low-pressure side and the high-pressure side. Since the pressure receiving area of the hydrostatic bearing is expanded by the recesses 36 and 37, the levitation force of the hydrostatic bearing is increased, and the pressing ratio of the recesses 36 and 37 is increased. Smaller than when there is no. On the other hand, when the number of the high-pressure side pistons 5 is (n−1) / 2, the pistons 5 are arranged on the inner side of the boundary between the low-pressure side and the high-pressure side, and the overlap between the recesses 36 and 37 is small. Therefore, the pressure receiving area of the hydrostatic bearing is not particularly increased, and the pressing ratio is not greatly changed from the case where the concave portions 36 and 37 are not provided. Thereby, the change of the pressing ratio due to the switching of the number of the high-pressure side pistons 5 can be suppressed to be small, and the pressing ratio can be kept substantially constant during the operation of the axial piston pump or the motor.
[0064]
In the above embodiment, the hydrostatic bearing is formed between the thrust plate and the flange portion 8b of the drive shaft 8. However, in the present invention, the thrust plate is not necessarily an essential component. For example, the moment applied to the drive shaft 8 may be balanced by directly supporting the flange portion 8b by the receiving portion 13 of the casing 1 and forming a recess in the receiving portion 13.
[0065]
FIG. 14 shows still another embodiment of the present invention.
[0066]
As shown in the drawing, in this embodiment, the drive shaft 8 and the cylinder block 41 are connected via a rotation transmission mechanism 42 different from the connecting rod, and the shoe 44 is connected to the flat portion at the base end of the piston 43. The present invention is applied to an axial piston pump or motor in which the upper part is abutted by surface contact and the lower part of the shoe 44 is fitted into a spherical hole 45 formed in the flange part 8b of the drive shaft 8 by a spherical pair. It is. In this axial piston pump or motor, the force generated by the fluid pressure acting from the piston 43 side is supported by the reaction force in a direction substantially coinciding with the axis of the piston 43. The piston lateral force, which is a major obstacle to improving the performance such as pressure and rotational speed, is hardly applied.
[0067]
Further, by forming the recess 47 or the like in the thrust piston 46 of such an axial piston pump or motor, the sliding state (lubricated state) of all the sliding parts of the pump or motor can be maintained well, and the A high-pressure and high-speed pump or motor can be realized.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view showing an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a front view showing a thrust plate.
3 is a cross-sectional view taken along the line AA in FIG.
FIG. 4 is an explanatory view showing the balance of forces acting on the drive shaft.
FIG. 5 is an explanatory view showing the distribution of pressure acting on the flange portion of the drive shaft from the hydrostatic bearing.
FIG. 6 is an explanatory view showing the distribution of pressure acting on the flange portion of the drive shaft from the hydrostatic bearing.
FIG. 7 is a front view showing a thrust plate according to another embodiment of the present invention.
8 is a cross-sectional view taken along the line AA in FIG.
FIG. 9 is a front view showing a flange portion of a drive shaft in still another embodiment of the present invention.
FIG. 10 is a front view showing the thrust plate.
11 is a cross-sectional view taken along the line AA in FIG.
FIG. 12 is a front view showing a thrust plate according to still another embodiment of the present invention.
FIG. 13 is a characteristic diagram showing variation in the pressing ratio in the same manner.
FIG. 14 is a cross-sectional view showing still another embodiment of the present invention.
FIG. 15 is a cross-sectional view showing a conventional axial piston pump or motor.
FIG. 16 is a front view showing the thrust plate.
17 is a cross-sectional view taken along the line AA in FIG.
FIG. 18 is a front view showing the flange portion of the drive shaft.
FIG. 19 is an explanatory view showing the balance of forces acting on the drive shaft.
[Explanation of symbols]
1 casing
2 Cylinder block
3 Rotating shaft
4 cylinders
5 piston
8 Drive shaft
8a Shaft
8b Flange part
11 Radial bearing
14 Recess
20 Thrust plate
20a Sliding surface
21 recess
22 recess
23 recess
25 Thrust plate
25a Sliding surface
26 recess
30 Thrust plate
30a Sliding surface
31 recess
32 recess
33 recess
35 Thrust plate
35a Sliding surface
36 recess
37 recess
46 Thrust plate
47 recess

Claims

ケーシングにラジアル軸受を介して回転自在に支持されるとともにピストンを介して作用する流体圧力を支持するフランジ部を備えこのフランジ部において前記ケーシングに静圧軸受を介して支持される駆動軸と、
この駆動軸に対して所定の角度で傾斜した回転軸の回りを回転自在に前記ケーシングに支持されたシリンダブロックと、
このシリンダブロックの回転軸と平行に形成され前記ピストンを先端側から往復動自在に収容するシリンダと、
前記駆動軸と前記シリンダブロックとの間で回転力を伝達する回転力伝達機構と、
を備えたアキシャルピストンポンプまたはモータにおいて、
前記静圧軸受の前記ピストンの下死点側における支持力を前記ピストンの上死点側における支持力よりも強めることにより、前記駆動軸に作用する力のモーメントをバランスさせたことを特徴とするアキシャルピストンポンプまたはモータ。A drive shaft that is rotatably supported by the casing via a radial bearing and that supports a fluid pressure acting via a piston; the drive shaft being supported by the casing via a hydrostatic bearing;
A cylinder block supported by the casing so as to be rotatable around a rotation shaft inclined at a predetermined angle with respect to the drive shaft;
A cylinder that is formed in parallel with the rotation axis of the cylinder block and that accommodates the piston in a reciprocating manner from the tip side;
A rotational force transmission mechanism for transmitting rotational force between the drive shaft and the cylinder block;
In an axial piston pump or motor with
The moment of force acting on the drive shaft is balanced by strengthening the supporting force on the bottom dead center side of the piston of the hydrostatic bearing more than the supporting force on the top dead center side of the piston. Axial piston pump or motor.

前記回転力伝達機構は前記駆動軸と前記シリンダブロックの回転軸を同期回転させるとともに、前記ピストン基端にシュ−を備え、前記ピストンの平坦な基端面とこのシュ−の上部とを面接触させる一方、前記駆動軸のフランジ部と前記シュ−の下部とを球面対偶で嵌合させたことを特徴とする請求項１に記載のアキシャルピストンポンプまたはモータ。The rotational force transmission mechanism synchronously rotates the drive shaft and the rotation shaft of the cylinder block, and includes a shoe at the piston base end to bring the flat base end surface of the piston into surface contact with the upper portion of the shoe. 2. The axial piston pump or motor according to claim 1, wherein the flange portion of the drive shaft and the lower portion of the shoe are fitted in a spherical pair.

前記静圧軸受は、前記フランジ部の前記ピストンと反対側の面と、この面が摺動自在に接触するとともにケーシングに対して固定の支持部と、前記フランジ部の前記ピストン基端の支持位置のちょうど裏側に形成されこのピストンが収容されたシリンダからの高圧が導入される凹部とからなる一方、前記支持部の前記ピストンの下死点側に前記フランジ部の凹部と重なり合う凹部を形成することにより、前記ピストン下死点側における静圧軸受の受圧面積を広げたことを特徴とする請求項１または請求項２に記載のアキシャルピストンポンプまたはモータ。The hydrostatic bearing includes a surface of the flange portion opposite to the piston, a slidable contact with the surface, a support portion fixed to the casing, and a support position of the piston base end of the flange portion. A recess formed on the back side of the cylinder and into which a high pressure from a cylinder in which the piston is accommodated is introduced, and a recess overlapping the recess of the flange is formed on the bottom dead center side of the piston of the support. The axial piston pump or motor according to claim 1 or 2, wherein the pressure receiving area of the hydrostatic bearing on the piston bottom dead center side is widened.

前記静圧軸受の支持部の前記ピストンの下死点側に形成する凹部は、前記アキシャルピストンポンプまたはモータの高圧側と低圧側に対称に形成することを特徴とする請求項３に記載のアキシャルピストンポンプまたはモータ。4. The axial portion according to claim 3, wherein the concave portion formed on the bottom dead center side of the piston of the support portion of the hydrostatic bearing is formed symmetrically on the high pressure side and the low pressure side of the axial piston pump or motor. Piston pump or motor.

前記静圧軸受の支持部の前記ピストンの下死点側に形成する凹部は、常に前記フランジ部に形成した凹部の少なくともひとつと重なり合うようにしたことを特徴とする請求項３または請求項４に記載のアキシャルピストンポンプまたはモータ。The concave portion formed on the bottom dead center side of the piston of the support portion of the hydrostatic bearing is always overlapped with at least one of the concave portions formed in the flange portion. Axial piston pump or motor as described.

前記静圧軸受は、前記フランジ部の前記ピストンと反対側の面と、この面が摺動自在に接触するとともに前記ケーシングに対して固定の支持部と、前記フランジ部の前記ピストン基端の支持位置のちょうど裏側に形成されこのピストンが収容されたシリンダからの高圧が導入される凹部とからなる一方、前記支持部の前記ピストン上死点側に前記ケーシング内部の低圧が導かれる凹部を形成することにより、前記ピストン上死点側における静圧軸受の受圧面積を狭めたことを特徴とする請求項１から請求項５のいずれかひとつに記載のアキシャルピストンポンプまたはモータ。The hydrostatic bearing includes a surface of the flange portion opposite to the piston, a slidably contacting surface of the flange portion, a support portion fixed to the casing, and a support of the piston base end of the flange portion. The recess is formed just behind the position and into which the high pressure from the cylinder in which the piston is housed is introduced, and the recess into which the low pressure inside the casing is guided is formed on the piston top dead center side of the support portion. The axial piston pump or motor according to any one of claims 1 to 5, wherein the pressure receiving area of the hydrostatic bearing on the piston top dead center side is narrowed.

前記静圧軸受の支持部の前記ピストン上死点側に前記ケーシング内部の低圧が導かれる凹部は、前記スラストプレートの外周およびこのスラストプレートに形成された駆動軸貫通用の貫通穴の内周に沿って形成されることを特徴とする請求項６に記載のアキシャルピストンポンプまたはモータ。The concave portion where the low pressure inside the casing is guided to the piston top dead center side of the support portion of the hydrostatic bearing is formed on the outer periphery of the thrust plate and the inner periphery of the through hole for penetrating the drive shaft formed in the thrust plate. The axial piston pump or the motor according to claim 6, wherein the axial piston pump or the motor is formed along the axis.

前記静圧軸受の支持部の高圧側と低圧側の境目付近に凹部を形成し、この凹部が前記フランジ部に形成した凹部を重なり合うときには、静圧軸受の受圧面積が拡大されるようにしたことを特徴とする請求項１から請求項７のいずれかひとつに記載されたアキシャルピストンポンプまたはモータ。A concave portion is formed near the boundary between the high pressure side and the low pressure side of the support portion of the hydrostatic bearing, and when the concave portion overlaps the concave portion formed in the flange portion, the pressure receiving area of the hydrostatic bearing is expanded. An axial piston pump or motor according to any one of claims 1 to 7, characterized in that

前記静圧軸受の支持部は前記ケーシングに固定されたスラストプレートであることを特徴とする請求項１から請求項８のいずれかひとつに記載のアキシャルピストンポンプまたはモータ。The axial piston pump or motor according to any one of claims 1 to 8, wherein the support portion of the hydrostatic bearing is a thrust plate fixed to the casing.

前記静圧軸受の支持部を前記ケーシングの内周面の一部に形成したことを特徴とする請求項１から請求項８のいずれかひとつに記載のアキシャルピストンポンプまたはモータ。The axial piston pump or motor according to any one of claims 1 to 8, wherein a support portion of the hydrostatic bearing is formed on a part of an inner peripheral surface of the casing.