JPH0347482A

JPH0347482A - 容量可変型斜軸式液圧機械

Info

Publication number: JPH0347482A
Application number: JP1183287A
Authority: JP
Inventors: Yoshimichi Akasaka; 赤坂　吉道; Ichiro Nakamura; 一朗中村; Yasuharu Goto; 後藤　安晴
Original assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Current assignee: Hitachi Construction Machinery Co Ltd
Priority date: 1989-07-15
Filing date: 1989-07-15
Publication date: 1991-02-28
Also published as: EP0409084A3; EP0409084A2; DE69018532T2; US5094144A; EP0409084B1; KR910003258A; DE69018532D1; KR940007755B1

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】〔産業上の利用分野１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。

〔従来の技術〕

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。

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つる状態で軸
支する必要がある。

このため、従来技術においては、ラジアル荷重、スラス
ト荷重な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、全荷重な静圧
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
（、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
向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
圧側の圧油な導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複数の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複
数の駆動シューを設け、前記ビス斗ンと駆動フランジに
は対応するシリンダ内の高圧油をこれらラジアル、スラ
スト静圧軸受にそれぞれ独立に導く油通路を穿設し、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。

〔発明が解決しようとする課題〕

ところで、容量可変型の斜軸式液圧機械は、油圧ポンプ
として適用するときには、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
で受承するものであり、当該油圧反力の合力の着力点は
回転軸の軸線に対して偏心した位置にある。しかも、シ
リンダブロックの回転に伴って高圧側となるピストン位
置、ピストン本数が変化するものであるから、前記油圧
反力の合力の着力点は、一般に「ｏｏ」の字を描くよう
な軌跡をたどって変化し、当該油圧反力の軌跡の中心を
平均油圧反力の合力の着力点と呼んでいる。なお、斜軸
式液圧機械を油圧モータとして適用した場合にも、油圧
反力の合力の着力点は回転軸の軸線に対して偏心した位
置にある。

このように、油圧反力の合力の着力点が、回転軸の軸線
に対して偏心した位置にある結果、ドライブディスクに
は単にラジアル方向、スラスト方向の荷重成分が作用す
るだけでなく、これら両方向の荷重成分によって誘起さ
れるモーメント成分も作用することになる。

然るに、前述した従来技術によるもの、特に特開昭５９
−１３１７７６号公報に開示されたものは、駆動フラン
ジと軸受スリーブとの間にピストン総本数に対応して９
０度ずれた位置に圧力を形成し、それぞれに対応するピ
ストンから高圧油を導くことによってラジアル静圧軸受
を構成し、また駆動フランジにはピストン総本数に対応
して圧力室を有する駆動シューを設け、対応するピスト
ンから高圧油を導くことによりスラスト静圧軸受を構成
し、これら各静圧軸受によってラジアル荷重、スラスト
荷重および回転軸まわりのモーメント荷重を受承してい
る。従って、従来技術のラジアル、スラスト静圧軸受は
対応するピストンを介してシリンダ内の高圧油が導かれ
るもののみ、即ち油圧力の合力の着力点側に位置する静
圧軸受のみが負荷支持能力を有し、高圧油が導かれない
もの、即ち前記合力の原着力点側に位置する静圧軸受は
負荷支持能力を有していない。

これにも拘わらず、上記従来技術によるものは、ラジア
ル荷重、スラスト荷重、回転軸まわりのモーメント荷重
が作用した場合には、油圧反力の合力の着力点側に位置
する静圧軸受ばかりでな（、当該合力の原着力点側に位
置する静圧軸受もこれらの荷重を支持せざるを得ないと
いう問題点がある。

この結果、合力の着力点側に位置して負荷支持能力のあ
る静圧軸受と合力の原着力点側に位置して負荷支持能力
のない静圧軸受との間で力のバランスが（ずれ、それぞ
れの駆動フランジや駆動シューの摺動面に形成される油
膜厚さが不均一となる。これにより、油圧反力の合力の
原着力点側に位置する摺動面では金属接触が誘発され、
当該金属接触によってそれぞれの摺動面に偏摩耗が促進
され、漏れ流量が増大するという問題点がある。

特に、長期間の使用によってラジアル静圧軸受の摺動面
、即ちドライブディスクである駆動フランジの外周面、
軸受スリーブの内周面が摩耗すると、これらの間に形成
する隙間が広がり、駆動フランジのラジアル不安定振動
が助長され、ピストンとシリンダブロックとの接触振動
が増大する。

この結果、接触箇所におけるフレッチング摩耗の増大、
ピストンの接触応力の増大等をもたらすという問題点が
ある。

本発明はこのような従来技術の問題点に鑑みなされたも
ので、長期間の使用に対してもラジアル方向の摩耗の発
生を防止し、漏れ流量が少な（、高安定性、高信頼性が
得られるようにした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。

［課題を解決するための手段］上記目的を達成するために、本発明は、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と共に、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ラジアル方向の荷重を受承す
るため、前記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と、該ラジアル静圧
軸受に前記一対の吸排ポートのうち高圧側のポートを介
して吸排される圧油を導く油路とからなる容量可変型斜
軸式液圧機械において、前記ラジアル静圧軸受は前記ド
ライブディスクに作用するラジアル方向の平均油圧反力
の合力の着力点に関する回転軸まわりのモーメントなバ
ランスする位置に設けたことを特徴とする。

また、ドライブディスクをピストンを揺動自在に支持す
る円板部と、該円板部からシリンダブロックの反対側に
伸長する円筒部とによって一端開放の断面コ字状に形成
し、ケーシングの一端側には回転軸の軸部と前記断面コ
字状のドライブディスクとの間に形成される空間に位置
して前記回転軸を回転自在に支持する支持部材を設け、
前記ラジアル静圧軸受を該支持部材の外周側と前記ドラ
イブディスクの円筒部内周側との間に設けることができ
る。

また、ドライブディスクをピストンを揺動自在に支持す
る円板状に形成し、前記ラジアル静圧軸受を前記ドライ
ブディスクの外周側とケーシングの内周側との間に設け
ることができる。

一方、回転軸の軸線に対して直交する軸をＸ軸、ｙ軸と
し、平均油圧反力の合力の着力点側であってＸ軸より下
方で、かつ当該合力の着力点の変動範囲の外側には第１
のラジアル静圧軸受を配設し、ｙ軸に対して前記平均油
圧反力の合力の反着力点側であってＸ軸より下方には第
２のラジアル静圧軸受を配設し、また前記平均油圧反力
の合力の反着力点側でＸ軸上またはその近傍には第３の
ラジアル静圧軸受を配設し、さらにＸ軸より上方で、ｙ
軸上またはその近傍には第４のラジアル静圧軸受を配設
しつる。

この場合、前記第１のラジアル静圧軸受に関して、静圧
パッドの摺動中心と前記平均油圧反力の合力の着力点と
の間のＸ軸上の離間距離をｅｔ、とすると共に、当該静
圧パッドに作用するｙ軸方向の荷重成分をｆＬＹとし、
前記第２のラジアル軸受に関して、静圧パッドの摺動中
心と合力の着力点との間のＸ軸上の離間距離をｅ、Ｉと
すると共に、当該静圧パッドに作用するｙ軸方向の荷重
成分をｆ、マとすると、前記第１．第２のラジアル静圧
軸受は、ｆ　ＬＹＸ　ｅ　Ｌ　＝　ｆ　＊ｖＸ　ｅ　＊の関係を
満たす位置に配設することが好適である。

さらに、回転軸の軸線に対して直交する軸なＸ軸、ｙ軸
とし、前記平均油圧反力の合力の着力点側にはＸ軸より
下方で、かつ当該合力の着力点とＸ軸上の距離を一致さ
せた位置に第１のラジアル静圧軸受を配設し、前記平均
油圧反力の合力の原着力点側でＸ軸上またはその近傍に
は第２のラジアル静圧軸受を配設し、前記平均油圧反力
の合力の着力点側で、かつＸ軸に関して前記第１のラジ
アル静圧軸受と点対称位置には第３のラジアル静圧軸受
を配設しつる。

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において、主油圧源用ポンプ
または駆動モータとして適用しつる。

〔作用〕

このように構成することにより、ドライブディスクに変
動するような油圧反力が作用しても、平均油圧反力の合
力の着力点に関する回転軸まわりのモーメントがバラン
スするようにラジアル静圧軸受を設けてお（ことにより
、回転軸まわりのモーメントを常にバランスさせること
ができ、摺動面での油膜厚さを均一とすることが可能と
なり、漏れ流量を最小限とじつると共に、摺動面での異
常摩耗を防止することができる。

〔実施例〕

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。

第１図ないし第３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ｌ
は小径筒部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はケーシング本体２の小径筒部２Ａ内に設けられた支
持部材としての軸受スリーブで、該軸受スリーブ４は後
述する回転軸５の軸部５Ａとドライブディスク６の円筒
部６Ｂとの間の空間内に位置するスリーブ部４Ａと、該
スリーブ部４Ａの外周に位置し、小径筒部２Ａの内側段
部２ｃに当接して支持される鍔部４Ｂとから構成されて
いる。

５は軸部５Ａが軸受スリーブ４を貫通して設けられた回
転軸で、該回転軸５のケーシング１内先端は該回転軸５
と一体成形された断面が略逆コ字状のドライブディスク
６となっている。ここで、前記ドライブディスク６は大
径な円板部６Ａと、該円板部６Ａの外周から軸受スリー
ブ４の鍔部４Ｂに向けて伸長する円筒部６Ｂとから構成
されている。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２０、スラスト静圧軸受２６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ｌ内に設けられ、回転軸５と一体回転の
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、該各法形
部１０Ａはドライブディスク６の円板部４Ａに揺動自在
に連結されている。

１１は正方形状の弁板な示し、該弁板１１の一側端面は
シリンダブロック８の端面と摺接すると共に他側端面は
ヘッドケーシング３に形成した凹円弧状傾転摺動面１２
に摺接するようになっており、該弁板１１の中心には後
述するセンタシャフト１３と揺動ビン１９の先端部が両
側がらそれぞれ挿入される貫通孔１１Ａが穿設されてい
る。そして、前記弁板１１にはシリンダブロック８の回
転によって各シリンダ９と間歇的連通する一対の給排ポ
ート（図示せず）が穿設されており、該給排ポートは弁
板１１の傾転位置に拘らず、傾転摺動面１２に開口する
ようにヘッドケーシング３に設けた一対の給排通路（図
示せず）と連通ずるようになっている。

１３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１３はその一端側に球形部１３Ａが
形成され、該球形部１３Ａ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１３の他端
側は、弁板１１の中心位置に穿設した貫通孔１１Ａに回
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。１４はシリンダブロック８
と弁板１１との摺動面に予圧を与えるための圧縮ばねで
ある。

１５は傾転摺動面１２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１５はヘッドケーシング３に穿設され、両端に油
通孔１６Ａ、１６Ｂを有する段付のシリンダ穴１６と、
該シリンダ穴１６に摺動可能に挿嵌され、軸方向両側に
油室１７Ａ。

１７Ｂを画成するサーボピストン１８と、該サーボピス
トン１８に挿嵌され、球状先端部が弁板１１の貫通孔１
１Ａに揺動可能に挿入された揺動ビン１９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１６Ａ５または１
６Ｂを介して油室１７Ａまたは１７Ｂに供給することに
より、サーボピストン１８を駆動し、弁板１１、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。

２ＯＡ、２０Ｂ、２０Ｃ，２０Ｄはドライブディスク６
に作用する平均油圧反力のうちラジアル荷重成分を受承
する第１．第２．第３．第４のラジアル静圧軸受で、こ
れら各ラジアル静圧軸受２０Ａ〜２０Ｄは、第２図に示
すように、支持部材となる軸受スリーブ４のスリーブ部
４Ａ外周側に後述する特定の関係をもって半径方向に穿
設されたシリンダ穴２１Ａ、２１Ｂ、２１Ｃ，２１Ｄと
、小径なロッド部が該各シリンダ穴２１Ａ〜２１Ｄにそ
れぞれ摺動可能に挿嵌されると共に、該各シリンダ室２
１Ａ〜２１Ｄ外に位置する大径なパッド部がドライブデ
ィスク６の円筒部６Ｂの内周面（静圧軸受案内面）に摺
接する静圧パッド２２Ａ、２２Ｂ、２２Ｃ，２２Ｄと、
該各静圧パッド２２Ａ〜２２Ｄのパッド部のドライブデ
ィスク摺接面側にそれぞれ凹溝状に形成された圧力室２
３Ａ、２３Ｂ、２３Ｃ，２３Ｄと、前記シリンダ穴２１
Ａ〜２１Ｄ内の室を該各圧力室２３Ａ〜２３Ｄとそれぞ
れ連通するように、前記静圧パッド２２Ａ〜２２Ｄの軸
方向に設けられた絞り通路２４Ａ、２４Ｂ、２４Ｃ，２
４Ｄとから構成されている。なお、ラジアル静圧軸受２
０Ａ〜２０Ｄ、シリンダ穴２１Ａ〜２１Ｄ１静圧パッド
２２Ａ〜２２Ｄ、圧力室２３Ａ〜２３Ｄ、絞り通路２４
Ａ〜２４Ｄを、それぞれ全体として、ラジアル静圧軸受
２０．シリンダ穴２１．静圧パッド２２、圧力室２３．
絞り通路２４という。

２５は前記ラジアル静圧軸受２０Ａ〜２０Ｄに軸受制御
圧を常時供給する油通路で、該油通路２５はケーシング
１と軸受スリーブ４に形成されている。そして、前記油
通路２５の一端は弁板１１に穿設した一対の吸排ポート
のうち高圧側となるポートを介して吸排される高圧油を
導（ように、当該高圧側吸排ポート、ヘッドケーシング
３の高圧側吸排通路、またはケーシングｌ外の高圧側配
管のうちいずれかの位置で開口し、前記油通路２５の他
端はラジアル静圧軸受２０Ａ〜２０Ｄの各シリンダ穴２
１Ａ〜２１Ｄにそれぞれ開口し、各圧力室２３Ａ〜２３
Ｄに軸受制御圧を供給するようになっている。なお、前
記油通路２５はケーシング１外を通る外部配管によって
構成してもよい。

ここで、各ラジアル静圧軸受２０Ａ〜２０Ｄの特別な配
置関係について述べる。

まず、第３図において、回転軸５の軸線をＺ、ドライブ
ディスク６の前面側で２軸と直交する軸線をＸ軸、ｙ軸
とした場合、高圧側に位置するピストン１０による平均
油圧反力の合力の着力点はＯとなり、Ｘ軸とｙ軸の交点
からＸ軸方向に距離ｅｏだけ離間している。ここで、点
Ｏを平均油圧反力の合力の着力点と呼ぶのは、高圧側と
なるピストンの本数に応じて油圧反力Ｆが「■」の字を
描（ように変動するからである。

そして、シリンダブロック８の傾転角をαとした場合、
前記油圧反力によラジアル荷重ＦＲ１スラスト荷重Ｆア
は、で与えられるもので、傾転角α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、傾転角αが最大のときには、ラジアル荷重Ｆ＋ｔ
は最大で、スラスト荷重Ｆアは最小となる。

さて、前述したラジアル静圧軸受２０Ａ〜２０Ｄの取付
は関係について述べると、第１のラジアル静圧軸受２Ｏ
Ａは合力の着力点Ｏ側であって、かつ「■」の字状に変
動する合力の着力点０の変動範囲の外側（第２図中で合
力の着力点Ｏの左側）に配設され、第２のラジアル静圧
軸受２０Ｂはｙ軸に対して合力の着力点０の原着力点側
（第２図中でｙ軸の右側）であってＸ軸より下方で、か
つ後述するように第１の静圧軸受２ＯＡと所定の関係を
有する位置に配設され、第３のラジアル静圧軸受２０Ｃ
は合力の原着力点側（ｙ軸よりも右側）であってＸ軸上
またはその近傍に配設され、さらに第４のラジアル静圧
軸受２０ＤはＸ軸より上方であってｙ軸上またはその近
傍に配設されている。

そして、第１のラジアル静圧軸受２ＯＡについて、静圧
パッド２２Ａの軸線とドライブディスク６の円筒部６Ｂ
内周面との交点をＯＬとした場合、当該交点ＯＬに作用
するラジアル荷重ｆｔ、のＸ軸方向成分をｆＬｘｍ３’
軸方向成分なｆＬＹとし、合力の着力点０と交点ＯＬと
の間のＸ軸方向の離間距離なｅＬとする。一方、第２の
ラジアル静圧軸受２０Ｂについて、静圧パッド２２Ｂの
軸線と円筒部６Ｂ内周面との交点をＯＲとした場合、当
該交点ＯＲに作用するラジアル荷重ｆＲのＸ軸方向成分
をｆ、ＩＸ、ｙ軸方向成分をｆｆ１Ｙとし、合力の着力
点０と交点Ｏ１ｌとの間の離間距離を８Ｆ＋とする。そ
して、上記のような関係において、前記第１、第２のラ
ジアル静圧軸受２ＯＡ、２０Ｂは、ｆＬＹｘｅＬ＝ｆＬ
ｘＸｅＲ・・・（２）を満足するような位置に配置され
るものである。

これにより、後述すように２軸まわりのモーメント荷重
Ｍ２をバランスできるように構成される。

さらに、第１図中において、２６はスラスト静圧軸受を
示し、該スラスト軸受２６は、前述したラジアル静圧軸
受２０と同様に、軸受スリーブ４のスリーブ部４Ａの内
側端面に軸方向に穿設されたシリンダ穴２７と小径なロ
ッド部が該シリンダ穴２７に摺動可能に挿嵌されると共
に、大径なパッド部が前記スリーブ部４Ａの内側端面（
静圧軸受案内面）に摺接する静圧パッド２８と、該静圧
パッド２８のパッドに凹溝状に形成された圧力室２９と
、前記シリンダ穴７内の室を該圧力室２９と連通ずるよ
うに、前記静圧パッド２８に穿設された絞り通路３０と
から構成されている。そして、前記スラスト静圧軸受２
６のシリンダ穴２７の室には前述した油通路２５を介し
て一対の吸排ポートのうち高圧側となるポートを介して
吸排される高圧油が常時導かれるようになっている。な
お、第１図では、前記スラスト静圧軸受２６を代表的に
１個のみ図示したが、前述したラジアル静圧軸受２０と
同様に、Ｘ軸、ｙ軸まわりのモーメント荷重がバランス
するよう軸受スリーブ４のスリーブ部４Ａ周囲に複数個
配設することができる。

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。

まず、傾転機構１５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穴１６の油室
１７Ａに供給しサーボピストン１８を変位させる。これ
により、該サーボピストン１８と共に揺動ビン１９が変
位し、弁板１１は傾転摺動面１２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１３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、給排通路から吸排ポートを介してシリンダ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、給排ポート、吸排通路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、ピストン油圧反力荷重およびモーメント
荷重が、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。このドライブディスク６に作用した荷重
は、該ドライブディスク６のピストンロッド１０の球面
部１０Ａの支持面において半径方向分力であるラジアル
荷重ＦＲ１軸方向分力であるスラスト荷重Ｆ７として拡
散される。この場合、回転軸５の軸線に対して直交する
軸をＸ軸、ｙ軸とすると、ピストン油圧反力によって、
Ｘ軸、Ｙ軸、Ｚ軸のまわりにモーメント荷重が誘起され
る。これらのピストン油圧反力荷重とモーメント荷重か
らなる負荷は、支持部材である軸受スリーブ４に設けた
ラジアル静圧軸受２０．スラストラジアル静圧軸受２６
によって支持される。即ち、これら各静圧軸受２０．２
６の静圧パッド２２．２８に設けた圧力室２３．２９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
することにより、当該静圧パッド２２．２８がすべり軸
受として作動し、ラジアル荷重、スラスト荷重をそれぞ
れ支持する。

ここで、ドライブディスク６に作用する荷重のうち、ラ
ジアル荷重の支持形態について、第３図を参照しつつ詳
細に検討する。

まず、総ピストン油圧反力Ｆのラジアル荷重ＦＲ成分は
、先に述べたように平均油圧反力の合力の着力点Ｏ側に
位置する高圧側ピストンの本数によって合力の着力点Ｏ
を中心として「ω」の字を描（ように変動する。しかも
、ラジアル荷重Ｆ、は高圧側のピストン本数に同期して
変動し、かつ傾転角αがＯ゛のときは零となり、傾転角
αが最大のとき最大となる。

而して、本実施例では、軸受スリーブ４のスリーブ部４
Ａ外周面側に位置して、第２図に示すような特定の位置
関係で４個のラジアル静圧軸受２０Ａ〜２０Ｄを設ける
構成とし、これら各ラジアル静圧軸受２０Ａ〜２０Ｄに
よって、ドライブディスク６に作用するラジアル荷重Ｆ
、を支持させると共に、回転軸５の軸線Ｚまわりに発生
するモーメント荷重Ｍ２を支持させるようになっている
。

即ち、平均油圧反力の合力の着力点０が回転軸５の軸線
Ｚに対して距離ｅ。たけ偏心していることにより、当該
合力の着力点Ｏにラジアル荷重Ｆ１１が作用したとき、
２軸まわりのモーメント荷重Ｍ、が合力の着力点０に関
するモーメントとして発生する。

しかし、本実施例では平均油圧反力の合力の着力点Ｏ側
に位置して第１のラジアル静圧軸受２ＯＡを設け、合力
の原着力点側に第２のラジアル静圧軸受２０Ｂを設け、
かつこれら第１．第２のラジアル静圧軸受２ＯＡ、２０
Ｂは前述した（２）式を満足する特別な位置関係に配設
している。この結果、合力の着力点Ｏに関するＺ軸まわ
りのモーメント荷重Ｍｚをバランスさせた状態で支持さ
せることができる。

また、弁板１１の摺動部には高圧側の吸排ポート等の形
状等に起因してサイドフォースが発生する。そして、こ
のサイドフォースはピストン１０またはセンタジヨイン
ト１３を介してドライブディスク６に第３図中に矢示方
向にＦｖとして作用する。ところが、本実施例では合力
の原着力点側であって、かつＸ軸上に位置して第３のう
、シアル静圧軸受２０Ｃを設け、圧力室２３Ｂに高圧油
を導入する構成としているから、ドライブディスク６に
は該ドライブディスク６に作用するサイドフォースＦｖ
を打消すよう逆向きのラジアル力を発生させることがで
きる。この結果、前記第３のうシアル静圧軸受２０Ｃに
よってサイドフォースＦ’　ｖを支持することができ、
逆向きのラジアル力を調整することによって、サイドフ
ォースＦｖをバランスさせることができる。

さらに、ピストン油圧反力Ｆは高圧側ピストン本数の変
化によってその合力が変化、ｙ軸方向（上、下方向）に
変動する。しかし、本実施例ではＸ軸よりも上方であっ
て、かつｙ軸上に位置して第４のラジアル静圧軸受２０
Ｄを配設する構成としている。この結果、高圧側ピスト
ンの本数が変化することによって、油圧反力の合力が変
動しても、この変動分は第４のラジアル静圧軸受２０Ｄ
で支持することができる。

このように、本実施例によれば、平均油圧反力の合力の
着力点Ｏに作用するラジアル荷重Ｆ。

は、第１〜第４のラジアル静圧軸受２０Ａ〜２０Ｄによ
って良好に支持することができる。この際、第１．第２
のラジアル静圧軸受２０Ａ。

２０Ｂを（２）式を満足させるような関係に配設するこ
とにより、合力の着力点Ｏに関する２軸まわりのモーメ
ント荷重Ｍ２をバランスさせることができ、しかも第３
のラジアル静圧軸受２０ＣでサイドフォースＦｖを支持
し、第４のラジアル静圧軸受２０Ｄで油圧反力の合力の
変動分を支持することができる。

このため、第１〜第４のラジアル静圧軸受２０Ａ〜２０
Ｄは、その静圧パッド２２Ａ〜２２Ｄの姿勢が常に一定
に保持され、該各静圧パッド２２Ａ〜２２Ｄの摺接面に
対して正常な姿勢で面圧を与えることができ、極端な傾
斜支持を防止することができる。この結果、静圧パッド
２２Ａ〜２２Ｄの偏摩耗を防止することができると共に
、該各静圧パッド２２Ａ〜２２Ｄの摺接面とドライブデ
ィスクの静圧軸受案内面との間に形成される油膜厚さを
均一に保持することができる。従って、各静圧パッド２
２Ａ〜２２Ｄの摺接面からのリーク量を最小限に抑える
ことができ、このリークに伴なう動力損失を最小限とす
ることができる。

次に、第４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。

然るに、本実施例の特徴は３個のラジアル静圧軸受を用
いてラジアル荷重ＦＲとサイドフォースＦｖ及び２軸ま
わりのモーメント荷重Ｍ２を支持しつるようにしたこと
にある。

即ち、第４図において、３１Ａ、３１Ｂ。

３１Ｃは本実施例のラジアル静圧軸受を示し、該各静圧
軸受３１Ａ〜３１Ｃも、第１の実施例と同様に、軸受ス
リーブ４のスリーブ部４Ａ外周側に後述する特定の関係
をもって半径方向に穿設されたシリンダ穴３２Ａ、３２
Ｂ、３２Ｃと、小径なロッド部が該各シリンダへ３２Ａ
〜３２Ｃにそれぞれ摺動可能に挿嵌されると共に、大径
なパッド部がドライブディスク６の円筒部６Ｂの内周面
に摺接する静圧パッド３３Ａ、３３Ｂ、３３Ｃと、該各
静圧パッド３３Ａ〜３３Ｃのパッド部のドライブディス
ク摺接面側にそれぞれ凹溝状に形成された圧力室３４Ａ
、３４Ｂ、３４Ｃと、前記シリンダ穴３２Ａ〜３２Ｃ内
の室を該各圧力室３４Ａ〜３４Ｃとそれぞれ連通するよ
うに、前記静圧パッド３３Ａ〜３３Ｃの軸方向に設けら
れた絞り通路３５Ａ、３５Ｂ、３５Ｃとから構成されて
いる。そして、前記各シリンダ穴３２Ａ〜３２Ｃには油
通路２５を介して高圧油が常時導かれるようになってい
る。なお、ラジアル静圧軸受３１Ａ〜３１Ｃ，シリンダ
穴３２Ａ〜３２Ｃ１静圧パッド３３Ａ〜３３Ｇ、圧力室
３４Ａ〜３４Ｃ１絞り通路３５Ａ〜３５Ｃを、それぞれ
全体として、ラジアル静圧軸受３１．シリンダ穴３２．
静圧パッド３３、圧力室３４．絞り通路３５という。

ここで、各ラジアル静圧軸受３１Ａ〜３１Ｃの配置関係
について述べる。

第１のラジアル静圧軸受３１Ａは平均油圧反力の合力の
着力点Ｏ側のＸ軸よりも下方であって、かつ合力の着力
点ＯとＸ軸上の距離ｅ。を一致させた位置に配設され、
第２のラジアル静圧軸受３１Ｂは合力の反着力点側であ
ってＸ軸上またはその近傍に配設され、第３のラジアル
に静圧軸受３１Ｃは合力の着力点Ｏ側で、かつＸ軸に関
して第１のラジアル静圧軸受３１Ａと点対称位置に配設
される。

本実施例はこのように構成されるが、油圧ポンプとして
の作動は第１の実施例と格別変わるところがない。

而して、本実施例では軸受スリーブ４のスリーブ部４Ａ
の外周側であって、前述した特定の位置に３個のラジア
ル静圧軸受３１Ａ〜３１Ｇを設ける構成とし、これら各
静圧軸受３１Ａ〜３１Ｃによってラジアル荷重Ｆ８とサ
イドフォースＦｖ及びモーメント荷重Ｍ２を支持させる
ようになっている。

即ち、平均油圧反力の合力の着力点Ｏと一致するように
距離ｅ０だけ偏心し、該合力の着力点Ｏに対しＸ軸の上
、下の点対称位置に第１．第３のラジアル静圧軸受３１
Ａ、３１Ｃを設ける構成としている。この結果、第１の
ラジアル静圧軸受３１Ａの静圧パッド３３Ａの軸線とド
ライブディスク６の円筒部６Ｂ内周面の交点をＯＤとし
、第３のラジアル静圧軸受３１Ｃの静圧パッド３３Ｃの
軸線と前記円筒部６Ｂ内周面との交点を０８とした場合
、合力の着力点Ｏと前記各交点Ｏ９゜Ｏｓとの間の離間
距離はそれぞれ等しく、かつ前記第１．第３の静圧軸受
３１Ａ、３ＩＣは合力の着力点０に作用する平均油圧反
力の作用線が一致する。

かくして、第１のラジアル静圧軸受３１Ａ側の交点Ｏ９
に作用するラジアル荷重ｆ０のＸ軸方向成分なｆ。Ｘ、
ｙ軸方向成分なｆＤＹとし、第３のラジアル静圧軸受３
１Ｃ側の交点０８に作用するラジアル荷重で３のＸ軸方
向成分をｆａｘ、３’軸方向成分をｆｌとした場合、ｙ
軸方向成分子ＤＹとｆｓマをバランスさせた状態で支持
することができる。

この結果、平均油圧反力の合力の着力点０にラジアル荷
重Ｆ８が作用したときに、当該合力の着力点Ｏに関する
Ｚ軸まわりのモーメントＭｚが発生しても、このモーメ
ントＭ！をバランスさせた状態で支持することができる
。

また、第′２のラジアル静圧軸受３１Ｂは、合力の互着
力点側であって、Ｘ軸上に位置して設けられているから
、ドライブディスク６にサイドフォースＦｖが作用して
も、該静圧軸受３１ＢによってサイドフォースＦ、をバ
ランスさせることができる。

さらに、総ピストン油圧反力Ｆは高圧側ピストン本数の
変化によってその合力がｙ軸方向に変動するが、この変
動分は第３のラジアル静圧軸受３１Ｇで支持することが
できる。

このように、本実施例においても、第１の実施例と同様
に、第１〜第３のラジアル静圧軸受３１Ａ〜３１Ｃは、
その静圧パッド３３Ａ〜３３Ｃの姿勢が一定に保持され
、該各静圧パッド３３Ａ〜３３Ｃの摺接面に対して正常
な姿勢で面圧を与えることができ、極端な傾斜支持を防
止することができる。この結果、静圧パッド３３Ａ〜３
３Ｇの偏摩耗を防止することができると共に、該各静圧
パッド３３Ａ〜３３Ｃの摺接面とドライブディスクの静
圧軸受案内面との間に形成される油膜厚さを均一に保持
することができる。従って、各静圧パッド３３Ａ〜３３
Ｃの摺接面からのリーク量を最小限に抑えることができ
、このリークに伴なう動力損失を抑制することができる
。

次に、第５図は本発明の第３の実施例を示す。

然るに、本実施例の特徴はラジアル静圧軸受をケーシン
グ側の特定位置に設け、その静圧パッドをドライブディ
スクの外周面に摺接させるようにしたことにある。

即ち、第５図において、４１は本実施例のケーシングを
示し、該ケーシング４１は第１の実施例と同様に小径筒
部４２Ａと大径な傾斜筒部４２Ｂとからなる円筒状のケ
ーシング本体４２と、該ケーシング本体４２の傾斜筒部
４２Ｂ開口側を閉塞するヘッドケーシング４３とから構
成されているものの、前記傾斜筒部４２Ｂが厚肉に形成
され、その内周側に後述のラジアル静圧軸受４７を配設
しうるようになっている点で異なる。

４４はケーシング本体４２の小径筒部４２Ａ内に設けら
れた支持部材としての軸受スリーブで、該軸受スリーブ
４４は第１の実施例と異って略円筒状に形成され、軸方
向の一端は小径筒部４２Ａの内側段部４２Ｃに当接して
支持されるようになっており、また第１の実施例と同様
のスラスト静圧軸受２６のみが配設されるようになって
いる。

４５は軸部４５Ａが軸受スリーブ４４を貫通して設けら
れた回転軸で、該回転軸４５のケーシング４１内先端は
ドライブディスク４６となっているものの、本実施例の
ドライブディスク４６は円板状に形成されている点で異
なる。そして、前記回転軸４５は軸受７を介して軸受ス
リーブ４４に軸支持され、またドライブディスク４６は
後述のラジアル静圧軸受４７、第１の実施例によるスラ
スト静圧軸受２６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。

４７は本実施例のラジアル静圧軸受で、該ラジアル静圧
軸受４７はケーシング本体４２の傾斜筒部４２Ｂ内周側
に、第２図に示すような特定の位置関係で４個配設され
、または第４図に示すような特定の位置関係で３個配設
されるもので、第５図ではこれらのうちの１個を代表的
に示している。ここで、前記ラジアル静圧軸受４７はケ
ーシング本体４２の傾斜筒部４２Ｂ内周面側であって、
ドライブディスク４６の外周面と対向する位置に穿設さ
れたシリンダ穴４８と、小径なロッド部が該シリンダ穴
４８に摺動可能に挿嵌されると共に、大径なパッド部が
ドライブディスク４６の外周面に摺接する静圧パッド４
９と、該静圧パッド４９のドライブディスク摺接面側に
設けられた圧力室５０と、該圧力室５０に軸受制御圧を
供給する絞り通路５１とから構成され、シリンダ穴４８
には油通路２５を介して高圧油が導かれるようになって
いる。

本実施例はこのように構成されるが４個または３個から
なるラジアル静圧軸受４８を、第２図または第４図に示
す特定の位置関係に配設することにより、前述した各実
施例と同様の作用、効果を得ることができる。

さらに、第６図は前述した各実施例による容量可変型斜
軸式液圧機械を、油圧ショベル等の建設機械に適用した
場合の油圧システムの油圧回路構成図を示す。

同図において、１０１は駆動源としてのエンジン、１０
２，１０３は本発明の実施例による静圧軸受支詩形油圧
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ヨイント、１０７゜
１０８は下部走行体に設けた走行用油圧モータ、１０９
はパケット用油圧シリンダ、１１０はアーム用油圧シリ
ンダ、１１１．ｉｌｌ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、パケ
ット用の各油圧シリンダ１０９，１１０゜ｉｌｌ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１
０２，１０３の傾転角を大としても、漏れ流量が少な（
、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１
０７．１０８として適用した場合も同様の効果を奏する
。

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２６を廃
止し、ラジアル静圧軸受２０（３１，４７）とメカニカ
ルなスラスト周転がり軸受（例えば、コロ軸受）とを併
用した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
間または吸排通路間にシャトル弁を設け、該シャトル弁
を介して高圧側圧力を導出し、当該高圧側圧力を軸受制
御圧としてラジアル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１５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、（４２）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、
圧延機の油圧押下装置、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
ムにも広く適用しつるものである。

〔発明の効果〕

本発明は以上詳細に説明した如くであって、ドライブデ
ィスクに高圧側のピストン本数によって変化するような
ピストン油圧反力が作用しても、平均油圧反力の合力の
着力点に関する回転軸まわりのモーメントが常にバラン
スするように複数のラジアル静圧軸受を配設する構成と
したから、下記各項の効果を奏する。

■　ドライブディスクとラジアル静圧軸受との摺動面間
に形成される油膜厚さを均一にすることができるから、
前記静圧軸受の静圧パッドの摺接面やドライブディスク
の静圧軸受案内面の異常摩耗を防止でき、長期間の運転
に対しても十分な耐久性を確保することができる。

■　前記０項に関連して、摺動面間に形成される油膜厚
さを均一にすることができるから、当該摺動面からの圧
油の漏れ流量を最小とでき、動力損失を減少させること
ができる。

■　複数のラジアル静圧軸受のうち、−のラジアル静圧
軸受を合力の互着力点側であってＸ軸の軸線上またはそ
の近傍に配設することにより、ドライブディスクに作用
するサイドフォースを安定的に支持することができる。

■　複数のラジアル静圧軸受のうち、他の−のラジアル
静圧軸受をＸ軸より上方であってｙ軸の軸線上またはそ
の近傍に配設することにより、油圧反力のラジアル荷重
が変動しても、その変動分を安定的に支持することがで
きる。

【図面の簡単な説明】

第１図ないし第３図は本発明の第１の実施例に係り、第
１図は第１の実施例による容量可変型斜軸式液圧機械を
示す縦断面図、第２図は第１図中の■−■矢示方向から
見た横断面図、第３図はドライブディスクに作用する油
圧反力、モーメントおよびサイドフォースの関係を示す
説明図、第４図は本発明の第２の実施例を示す第２図と
同様位置から見た横断面図、第５図は本発明の第３の実
施例による容量可変型斜軸式液圧機械を示す縦断面図、
第６図は本発明の液圧機械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である。１．４１・・・ケーシング、２．４２・・・ケーシング
本体、３，４３・・・ヘッドケーシング、４．４４・・
・軸受スリーブ（支持部材）、５．４５・・・回転軸、
５Ａ、４５Ａ・・・軸部、６．４６・・・ドライブディ
スク、６Ａ・・・円板部、６Ｂ・・・円筒部、７・・・
軸受、８・・・シリンダブロック、９・・・シリンダ、
１０・・・ピストン、１１・・・弁板、１２・・・傾転
摺動面、１３・・・センタシャフト、１５・・・傾転機
構、２０，３１゜４７・・・ラジアル静圧軸受、２１，
３２．４８・・・シリンダ穴、２２，３３．４９・・・
静圧パッド、２３．３４．５０・・・圧力室、２４，３
５．５１・・・絞り通路、２５・・・油通路、２６・・
・スラスト静圧軸受。

Claims

【特許請求の範囲】

（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と共に、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ラジア
ル方向の荷重を受承するため、前記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
受と、該ラジアル静圧軸受に前記一対の吸排ポートのう
ち高圧側のポートを介して吸排される圧油を導く油路と
からなる容量可変型斜軸式液圧機械において、前記ラジ
アル静圧軸受は前記ドライブディスクに作用するラジア
ル方向の平均油圧反力の合力の着力点に関する回転軸ま
わりのモーメントをバランスする位置に設けたことを特
徴とする容量可変型斜軸式液圧機械。
（２）前記ドライブディスクを前記ピストンを揺動自在
に支持する円板部と、該円板部から前記シリンダブロッ
クの反対側に伸長する円筒部とによって一端開放の断面
コ字状に形成し、前記ケーシングの一端側には前記回転
軸の軸部と前記断面コ字状のドライブディスクとの間に
形成される空間に位置して前記回転軸を回転自在に支持
する支持部材を設け、前記ラジアル静圧軸受を該支持部
材の外周側と前記ドライブディスクの円筒部内周側との
間に設けてなる特許請求の範囲（１）項記載の容量可変
型斜軸式液圧機械。
（３）前記ドライブディスクを前記ピストンを揺動自在
に支持する円板状に形成し、前記ラジアル静圧軸受を前
記ドライブディスクの外周側とケーシングの内周側との
間に設けてなる特許請求の範囲（１）項記載の容量可変
型斜軸式液圧機械。
（４）前記回転軸の軸線に対して直交する軸をｘ軸、ｙ
軸とし、前記平均油圧反力の合力の着力点側であってｘ
軸より下方で、かつ当該合力の着力点の変動範囲の外側
には第１のラジアル静圧軸受を配設し、ｙ軸に対して前
記平均油圧反力の合力の反着力点側であってｘ軸より下
方には第２のラジアル静圧軸受を配設し、また前記平均
油圧反力の合力の反着力点側でｘ軸上またはその近傍に
は第３のラジアル静圧軸受を配設し、さらにｘ軸より上
方でｙ軸上またはその近傍には第４のラジアル静圧軸受
を配設してなる特許請求の範囲（１）、（２）または（
３）項に記載の容量可変型斜軸式液圧機械。
（５）前記第１のラジアル静圧軸受に関して、静圧パッ
ドの摺動中心と前記平均油圧反力の合力の着力点との間
のｘ軸上の離間距離をｅ＿Ｌとすると共に、当該静圧パ
ッドに作用するｙ軸方向の荷重成分をｆ＿Ｌ＿Ｙとし、
前記第２のラジアル軸受に関して、静圧パッドの摺動中
心と合力の着力点との間のｘ軸上の離間距離をｅ＿Ｒと
すると共に、当該静圧パッドに作用するｙ軸方向の荷重
成分をｆ＿Ｒ＿Ｙとすると、前記第１、第２のラジアル
静圧軸受は、ｆ＿Ｌ＿Ｙ×ｅ＿Ｌ＝ｆ＿Ｒ＿Ｙ×ｅ＿Ｒの関係を満たす位置に配設してなる特許請求の範囲（４
）項記載の容量可変型斜軸式液圧機械。
（６）前記回転軸の軸線に対して直交する軸をｘ軸、ｙ
軸とし、前記平均油圧反力の合力の着力点側にはｘ軸よ
り下方で、かつ当該合力の着力点とｘ軸上の距離を一致
させた位置に第１のラジアル静圧軸受を配設し、前記平
均油圧反力の合力の反着力点側でｘ軸上またはその近傍
には第２のラジアル静圧軸受を配設し、前記平均油圧反
力の合力の着力点側で、かつｘ軸に関して前記第１のラ
ジアル静圧軸受と点対称位置には第３のラジアル静圧軸
受を配設してなる特許請求の範囲（１）、（２）または
（３）項に記載の容量可変型斜軸式液圧機械。
（７）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）項に記載の容量可変型斜軸式液圧機械。