斜轴式可变容量型泵/马达的制作方法

专利名称：斜轴式可变容量型泵/马达的制作方法
技术领域：
本发明涉及斜轴式可变容量型泵/马达，尤其涉及活塞在工作缸的内部 往复移动的斜轴式可变容量型泵/马达的改进。
背景技术：
在将压力油等工作流体作为动力传递的介质而使用的液压系统中，期 望进一步的高效率化。活塞在工作缸的内部往复移动的可变容量型液压泵 或液压马达中，如何较小地构成被称作死体积的容量部分在提高容量效率 方面成为重要的课题。即，死体积是活塞相对于工作缸配置于最大进入位 置(以下，适当称为"活塞的上止点位置")的情况下，在工作缸的内部 与活塞之间确保的容量部分，由于是与活塞的往复移动引起的容量变化无 关的部分，因此，成为导致容量效率的降低的要因。尤其，在较大地构成 死体积的情况下，在高压力的状况下，原本作为非压縮性流体的压力油呈 与压縮性流体相同的现象，使得上述容量效率的降低进一步显著。而且， 该死体积例如在设定为在活塞的往复移动量成为最大的倾转角的状态下 为最小的情况下，若伴随容量变更而减小倾转角，则按照该倾转角的减少 而活塞的最大进入量也减小，因此，在活塞的往复移动量成为最小的倾转 角的状态下也确保大的容量。因此，以往例如提供了专利文献1中公开的技术。该专利文献1中构 成为使位于上止点位置的活塞杆的倾动中心和斜板的倾转中心一致的结 构。根据该专利文献l中记载的内容，活塞相对于工作缸的上止点位置与 斜板的倾转角无关地始终为相同。从而，若在活塞的往复移动量成为最大 的倾转角的状态下将死体积构成为最小，则在为了改变活塞的往复移动量 而变化倾转角的情况下，也能够将死体积始终维持为最小。然而，专利文献1中记载的结构是所谓斜板式可变容量型泵/马达，将 上述死体积维持为恒定的结构难以直接适用于斜轴式可变容量型泵/马达。另一方面，作为斜轴式的以往技术，例如，提供了专利文献2所示的结构。在该专利文献2中，夹在工作缸体(cylinder block)和壳(case)之间的阀板部件中向与工作缸体相反的一侧突出的凸圆弧面为以与包含 旋转轴部件的轴心和工作缸体的轴心的平面垂直的轴线为轴心的圆筒面， 且该圆筒面的轴心通过从旋转轴部件的轴心向工作缸体的倾转方向偏移 的位置、具体来说，配置于上止点位置的活塞杆的倾动中心附近。阀板部 件滑接的壳的引导凹面成为与凸圆弧面一致的凹圆弧面。根据该专利文献2中记载的内容，活塞相对于工作缸的上止点位置与 倾转角的大小无关地大致相同。从而，若在活塞的往复移动量成为最大的 状态下将死体积构成为最小，则在为了改变活塞的往复移动量而变化倾转 角的情况下，也能够将死体积始终维持为最小的值。专利文献1:特开昭58 — 771S0号公报专利文献2:特开平8—303342号公报然而，在上述专利文献2中记载的结构的情况下，旋转部件和工作缸 体之间利用中心杆连接，在工作缸体倾动的情况下，受到与中心杆的连接 引起的影响和沿壳的引导凹面滑动的阀板部件的影响。相对于此，沿壳的 引导凹面滑动的阀板部件仅受到该引导凹面的影响而移动。其结果，在改 变活塞的往复移动量的情况下，工作缸体和阀板部件的相对朝向或移动量 发生变化，在工作缸体和阀板部件之间或阀板部件和壳的引导凹面之间可 能产生间隙。夹在工作缸体和壳之间的阀板部件具有使压力油在工作缸体的工作 缸和设置于壳的油路之间流通的连通油路。从而，如上所述，在工作缸体 和阀板部件之间或阀板部件和壳的引导凹面之间产生间隙的状态下，难以 使压力油流体，其结果，可能导致显著降低容量效率的情况。发明内容本发明鉴于上述实际情况，提供能够提高容量效率的斜轴式可变容量 型泵/马达。为了实现上述目的，本发明的第一方面提供一种斜轴式可变容量型泵/马达，其特征在于，具备旋转轴部件，其以围绕自身的轴心旋转的方式支承于壳；多个活塞杆，其在基端具有支承部，且在前端具有活塞，经由 各自的支承部能够倾动地支承在所述旋转轴部件的一端部中以该旋转轴 部件的轴心为中心的同一圆周上；工作缸体，其在一端面开口有将所述多个活塞分别能够往复移动地收容的多个工作缸，且在另一端部具有呈球状的缸体侧滑动面；连接机构，其能够使所述工作缸体相对于所述旋转轴部 件以所述工作缸体的轴心设定于所述旋转轴部件的轴心上的倾动点为中 心倾动，且以能够使所述工作缸体相对于所述旋转轴部件靠近或远离移动 的方式连接两者之间，并且，将所述工作缸体向相对于所述旋转轴部件远 离的方向施力；引导凹面，其形成为以位于与所述旋转轴部件的轴心正交 的平面上，且相对于该旋转轴部件的轴心处于扭转的位置关系的轴线为轴 心的圆筒凹状，形成于所述壳中处于所述旋转轴部件的一端部延长上的部 位；阀板部件，其夹在所述工作缸体的缸体侧滑动面及所述壳的引导凹面 之间，且具有使压力油在所述工作缸体的工作缸和设置于壳的油路之间流 通的连通油路；倾转角变更机构，其通过使所述工作缸体相对于所述旋转 轴部件倾动，改变这些旋转轴部件及工作缸体旋转的情况下的活塞的往复 移动量，所述阀板部件至少包括多个阀板部，所述多个阀板部具备第一 阀板部，其具有能够在与所述缸体侧滑动面密接的状态下滑动的阀板侧滑 动面；第二阀板部，其具有能够在与所述引导凹面密接的状态下滑动的引 导凸面，且使这多个阀板部在能够相互经由滑接面滑动地密接的状态下夹 在所述工作缸体的缸体侧滑动面及所述壳的引导凹面之间。另外，本发明的第二方面的斜轴式可变容量型泵/马达在上述第一方面 中，其特征在于，所述引导凹面是以通过多个活塞杆的倾动中心的圆周的 切线为轴心的圆筒面。另外，本发明的第三方面的斜轴式可变容量型泵/马达在上述第一方面 中，其特征在于，所述第一阀板部及所述第二阀板部经由以与所述引导凹 面的轴心平行的轴线为轴心的圆筒状的滑接面相互密接。另外，本发明的第四方面的斜轴式可变容量型泵/马达在上述第三方面 中，其特征在于，所述滑接面的轴心与所述工作缸体的轴心正交。另外，本发明的第五方面的斜轴式可变容量型泵/马达在上述第三方面 中，其特征在于，在第一阀板部形成凸状滑接面，且在第二阀板部形成凹状滑接面。另外，本发明的第六方面的斜轴式可变容量型泵/马达在上述第三方面 中，其特征在于，在第一阀板部形成凹状滑接面，且在第二阀板部形成凸 状滑接面。根据本发明可知，通过至少具备第一阀板部和第二阀板部的多个阀板 部构成阀板部件，且使这多个阀板部在相互经由滑接面能够滑动地密接的 状态下夹在工作缸体的缸体侧滑动面及壳的引导凹面之间，因此，在改变 倾转角的情况下，通过多个阀板部适当滑动，能够始终确保工作缸体、阀 板部件、壳三者间相互密接的状态。由此，不会导致压力油从工作缸体、 阀板部件、壳三者相互间漏出。而且，能够与倾转角的大小无关地将活塞 相对于工作缸的上止点位置始终设定为大致相同，因此，若在活塞的往复 移动量成为最大的倾转角的状态下将死体积构成为最小，则在为了改变活 塞的往复移动量而变化倾转角的情况下，也能够将死体积始终维持为小的 值，能够实现容量效率的提高。


图1是以示意性表示作为本发明的实施方式1的斜轴式可变容量型泵 /马达处于最大倾转角的状态的结构的剖面图。图2是表示图1所示的斜轴式可变容量型泵/马达处于最大倾转角的状 态的压力油的流通系统的剖面图。图3是表示图1所示的斜轴式可变容量型泵/马达处于最小倾转角的状 态的结构的剖面图。图4是表示图1所示的斜轴式可变容量型泵/马达处于最小倾转角的状 态的压力油的流通系统的剖面图。图5是图1中的5 — 5线剖面图。图6是图1中的6 — 6线剖面图。图7是表示适用于图1所示的斜轴式可变容量型泵/马达的第一阀板部 的一端面的图。图8是表示适用于图1所示的斜轴式可变容量型泵/马达的第一阀板部 的另一端面的图。图9是表示适用于图1所示的斜轴式可变容量型泵/马达的第二阀板部 的一端面的图。图10是表示适用于图1所示的斜轴式可变容量型泵/马达的第二阀板 部的另一端面的图。图11是以示意性表示作为本发明的实施方式2的斜轴式可变容量型泵 /马达处于最大倾转角的状态的结构的剖面图。图12是以示意性表示图11所示的斜轴式可变容量型泵/马达处于最小 倾转角的状态的结构的剖面图。图中l一泵/马达；10_壳；10A —收容空间；ll一壳主体部；12 —板 部；13 —引导凹面；13A —轴心；14一油路；20 —旋转轴部件；21—轴承； 22 —轴心;23 —驱动盘(drive disk); 30 —工作缸体;31—支承孔;32 — 工作缸；33 —缸体侧滑动面；34 —轴心；35 —按压弹簧；36 —连络通路； 40 —活塞杆；41一球头部；42 —活塞；43 —密封部件；50—中心杆；51 — 球头部；51A—中心；52 —滑动部；60—阀板部件；61—第一阀板部；62 一第二阀板部；63—阀板侧滑动面；64—引导凸面；65 —滑接凸面；66_ 滑接凹面；67 —止动面；70 —第一连通油路；71 —阀板侧端口； 72_第一 连络端口； 80 —第二连通油路；81—第二连络端口； 82 —壳侧端口； 90_ 摆动销；91一摆动角控制活塞；92 —复位弹簧；93 —压力室；94—阀；160 一闽板部件；161—第一阀板部；162 —第二阀板部；165 —滑接凸面；166 一滑接凹面；Cl一圆周；C2—圆周；X—倾转基准平面。
具体实施方式
以下，参照附图，对本发明的斜轴式可变容量型泵/马达的优选的实施 方式进行详细的说明。 (实施方式1)图l 图4表示作为本发明的实施方式l的斜轴式可变容量型泵/马达，例示了在液压挖掘机或轮式装载机等建筑机械上作为液压旋转机械装配 的斜轴式可变容量型泵/马达1。该泵/马达l的壳10具备壳主体部ll，其具有一端开口的收容空间10A;板部12，其以堵塞收容空间10A的开口的方式安装于壳主体部11的一端部，并在收容空间10A具备旋转轴部件20及工作缸体30。旋转轴部件20作为用作泵的情况下的输入轴发挥功能，作为用作马 达的情况下的输出轴发挥功能，因此，经由对应于径向负荷及轴向负荷的 轴承21支承于壳主体部11，能够围绕自身的轴心22旋转。从图中明确可 知，旋转轴部件20的基端部突出在壳10的外部，作为泵/马达1的输入输 出端部发挥功能。在该旋转轴部件20中位于收容空间10A的内部的端部设置有驱动盘 23。驱动盘23是呈以旋转轴部件20的轴心22为中心的圆板状的板状部， 在其端面具备多个活塞杆40及唯一的中心杆(连接机构)50。活塞杆40形成为外径从基端向前端逐渐增加的锥状，在基端部具有 作为支承部的球状球头部41，另一方面，在前端部构成有活塞42，如图5 所示，以相互等间隔的方式经由球头部41支承在驱动盘23中的处于以旋 转轴部件20的轴心22为中心的同一圆周Cl上的部位，能够以各球头部 41为倾动中心向任意方向倾动。如图1 图4所示，在各自的活塞42的 外周部装配有密封部件43。中心杆50形成为外径从基端向前端逐渐增加的锥状，在基端部具有 球状球头部51，另一方面，在前端部构成有圆柱状滑动部52，经由球头 部51支承于驱动盘23中的处于旋转轴部件20的轴心22上的部位，能够 将位于旋转轴部件20的轴心22上的球头部51的中心作为倾动中心向任 意方向倾动。工作缸体30是外形为圆形的柱状部件，在平坦地形成的一端面开口 有唯一的支承孔31及多个工作缸32，另一方面，在另一端部具有缸体侧 滑动面33。支承孔31是具有嵌合中心杆50的滑动部52的内径的圆柱状孔，以 自身的轴心与工作缸体30的轴心34 —致的方式形成。中心杆50的滑动 部52以夹着按压弹簧(连接机构)35的状态在轴向上进退的方式能够滑 动地嵌合于在该支承孔31中。工作缸32是具有嵌合活塞杆40的活塞42的内径的圆柱状孔，各自 的轴心与工作缸体30的轴心34平行。这些工作缸32准备有与活塞杆40 相同数目，如图6所示，各自的轴心以相互等间隔的方式形成在工作缸体30的处于以轴心34为中心的同一圆周C2上的部位。从工作缸体30的轴 心34到工作缸32的轴心为止的距离与从旋转轴部件20的轴心22到活塞 杆40中的球头部41的中心为止的距离相同，在各自的工作缸32中能够 往复移动地收容活塞杆40的活塞42。如图1 图4明确可知，构成为锥 状的活塞杆40能够在维持活塞42的密封部件43和工作缸32的内壁面的 密接状态的同时，相对于工作缸32的轴心倾动。缸体侧滑动面33是以位于工作缸体30的轴心34延长上的点为中心 的球状凹面。在该缸体侧滑动面33开口有各自的一端与工作缸32连通的 连络通路36的另一端。连络通路36的另一端开口以相互等间隔的方式设 置于工作缸体30的以轴心34为中心的圆周上。另一方面，在上述泵/马达1的壳10的板部12的面向收容空间10A 的部位形成有引导凹面13，并且，在壳10和工作缸体30之间设置有阀板 部件60。引导凹面13形成为以通过各活塞杆40的倾动中心的圆周Cl的切线 为轴心13A的圆筒凹状，形成于包含处于旋转轴部件20的一端部延长上 的区域的部位。作为该引导凹面13的轴心13A的圆周Cl的切线位于与 旋转轴部件20的轴心22正交的平面上，且相对于旋转轴部件20的轴心 22处于扭转的位置关系。阀板部件60夹在工作缸体30的缸体侧滑动面33和壳10的引导凹面 13之间，如图7 图10所示，具备位于工作缸体30侧的第一阀板部61 和位于壳10侧第二阀板部62。第一阀板部61在与工作缸体30对置的部位具有阀板侧滑动面63，经 由该阀板侧滑动面63与缸体侧滑动面33抵接。阀板侧滑动面63是具有 与缸体侧滑动面33相同的曲率半径的球状凸面，能够在与缸体侧滑动面 33密接的状态下以围绕工作缸体30的轴心34相对旋转的方式滑动。第二阀板部62在与壳10对置的部位具有引导凸面64,且经由该引导 凸面64与引导凹面13抵接。引导凸面64是具有与引导凹面13相同的曲 率半径的圆筒状凸面，在与引导凹面13密接的状态下能够沿引导凹面13 的弯曲方向滑动。这些第一阀板部61及第二阀板部62能够相互经由滑接面65、 66滑动。滑接面65、 66是以与引导凹面13的轴心13A平行，且与工作缸体 30的轴心34正交的轴线为轴心的圆筒面，能够在相互密接的状态下沿其 弯曲方向滑动。在本实施方式1中，在第一阀板部61形成凸状滑接面(以 下，称为"滑接凸面65")，另一方面，第二阀板部62形成凹状滑接面(以 下，称为"滑接凹面66")。如图8及图9所示，在第一阀板部61中作为滑接凸面65的形成区域 外的部位及第二阀板部62中作为滑接凹面66的形成区域外的部位分别形 成有止动面67。这些止动面67通过使相互对置的面择一地抵接，限定滑 接凸面65和滑接凹面66的沿弯曲方向的滑动范围。另外，如图2及图4所示，在第一阀板部61及第二阀板部62分别形 成有连通油路70、 80，其用于使压力油在工作缸体30的工作缸32和设置 于壳10的油路14之间流通。形成于第一阀板部61的连通油路(以下，称为"第一连通油路70") 使压力油在阀板侧滑动面63和滑接凸面65之间流通， 一端经由一对阀板 侧端口 71向阀板侧滑动面63开口，另一方面，另一端经由一对第一连络 端口72向滑接凸面65开口。如图7所示， 一对阀板侧端口 71是相对于与引导凹面13的轴心13A 正交且包含工作缸体30的轴心34的平面(图2中为与纸面相同的平面， 以下，称为"倾转基准平面X")相互对称地构成的半圆弧状凹部，在阀 板侧滑动面63中以在与工作缸体30的连络通路36对应的部位幵口的方 式形成。如图8所示， 一对第一连络端口 72是分别沿倾转基准平面X的延伸 方向且相对于倾转基准平面X相互对称地构成的凹部。形成于第二阀板部62的连通油路(以下，称为"第二连通油路80") 使压力油在滑接凹面66和引导凸面64之间流通， 一端经由一对第二连络 端口 81向滑接凹面66开口，另一方面，另一端经由一对壳侧端口 82向 引导凸面64开口。如图9所示， 一对第二连络端口 81是分别沿倾转基准平面X的延伸 方向且相对于倾转基准平面X相互对称地构成的凹部。这些第二连络端口 81在使第一阀板部61的滑接凸面65相对于第二阀板部62的滑接凹面66密接的情况下分别与第二连络端口 81对置，且在使滑接凹面66和滑接凸面65滑动的情况下不露出在外部而始终相互连通。如图10所示， 一对壳侧端口 82是分别沿倾转基准平面X的延伸方向 延伸且相对于倾转基准平面X相互对称地构成的凹部。如图2及图4所示， 这些壳侧端口 82在使第二阙板部62的引导凸面64相对于壳10的引导凹 面13密接的情况下分别与形成于壳10的一对油路14对置，且在使引导 凹面13和引导凸面64滑动的情况下不露出在外部而始终相互连通。进而，在第二阀板部62经由摆动销90连结摆动角控制活塞(倾转角 变更机构)91,且该摆动角控制活塞91能够倾动。摆动角控制活塞91在 通常状态下利用复位弹簧92的弹簧力而位于初始位置，将第二阀板部62 维持为图l所示的状态，另一方面，在经由阀94向形成于壳10的压力室 93供给压力油的情况下克服复位弹簧92的弹簧力而沿上述倾转基准平面 X移动，使第二阀板部62移动至图3所示的状态。还有，图1中的符号 IOO是限定第二阀板部62相对于壳10的引导凹面13的滑动范围的限定部 件。在如上所述地构成的泵/马达1中，如图1所示，在摆动角控制活塞 91位于初始位置的情况下，形成为工作缸体30相对于旋转轴部件20的轴 心22以中心杆50的球头部51为中心51A而最大幅度倾动的状态，因此， 若使旋转轴部件20及工作缸体30分别围绕轴心22、 34旋转，则活塞42 的往复移动量成为最大，从而能够在容量最大的状态下运行。若从上述状态向壳10的压力室93供给压力油，克服复位弹簧92的 弹簧力而使摆动角控制活塞91移动，则第二阀板部62经由摆动销90沿 壳10的引导凹面13滑动。该第二阀板部62的移动经由相互抵接的滑接 凹面66及滑接凸面65使第一阀板部61移动，进而，经由相互抵接的阀 板侧滑动面63及缸体侧滑动面33使工作缸体30移动，工作缸体30以中 心杆50的球头部51为中心51A依次倾动，工作缸体30的轴心34相对于 旋转轴部件20的轴心22的倾转角减少。在该状态下，使旋转轴部件20 及工作缸体30围绕各自的轴心22、 34旋转的情况下，与图l所示的状态 相比，活塞42的往复移动量减少，从而能够在减少容量的状态下运行。进而，若克服复位弹簧92的弹簧力而使摆动角控制活塞91移动，则工作缸体30的轴心34最终与旋转轴部件20的轴心22 —致，形成为图3 所示的状态。在该状态下，使旋转轴部件20及工作缸体30围绕各自的轴 心22、 34旋转的情况下，活塞42的往复移动量成为零。另一方面，若从壳10的压力室93排出压力油，则摆动角控制活塞91 利用复位弹簧92的弹簧力向初始位置移动，伴随于此，第二阀板部62、 第一阀板部61、工作缸体30联动，能够使工作缸体30相对于旋转轴部件 20的倾转角逐渐增大，即能够增大活塞42的往复移动量，增大泵/马达1 的容量。以下，通过适当执行上述动作，能够作为斜轴式可变容量型泵/马达1 运行。在这些动作期间，如图1及图3所示，第二阀板部62在以通过活塞 杆40的倾动中心的圆周Cl的切线为轴心13A的引导凹面13滑动，艮卩， 沿将与倾转基准平面X正交且通过活塞42相对于工作缸32配置于最大进 入位置(以下，适当称为"活塞的上止点位置")的活塞杆40中的球头部 41的中心的轴线作为轴心13A的圆筒面移动，因此，活塞42相对于工作 缸32的上止点位置与倾转角的大小无关地始终为相同。从而，例如，如 图1所示，若在活塞42的往复移动量成为最大的倾转角的状态下将死体 积构成为最小，则在为了改变活塞42的往复移动量而变化倾转角的情况 下，也能够始终将死体积维持为小的值，能够实现容量效率的提高。而且，根据上述泵/马达l可知，在工作缸体30和壳10之间夹着由相 互密接的状态下能够滑动的第一阀板部61及第二阀板部62构成的阀板部 件60。进而，夹在中心杆50和工作缸体30之间的按压弹簧35的弹簧力 作用于工作缸体30、阀板部件60、壳10之间。从而，在将活塞42的往 复移动量改变的情况下发生的工作缸体30和阀板部件60的相对朝向或移 动量的变化可以被第一阀板部61和第二阀板部62的相对滑动吸收，能够 防止工作缸体30和阀板部件60之间或阀板部件60和壳10的引导凹面13 之间产生间隙的情况。其结果，如图2及图4所示，能够使压力油与倾转角的大小无关地在 不泄漏的情况下，始终在工作缸体30的工作缸32和壳10的油路14之间 流通，不会导致压力油的泄漏引起的容量效率的降低。这样，根据上述泵/马达l可知，构成具备第一阀板部61和第二阀板部62的阀板部件60，且使这些阀板部61、 62在相互经由滑接面65、 66 能够滑动地密接的状态下夹在工作缸体30的缸体侧滑动面33及壳10的 引导凹面13之间。因此，在改变了倾转角的情况下，这些阀板部61、 62 适当地滑动，由此能够确保工作缸体30、阀板部件60、壳10三者之间始 终保持相互密接的状态。由此，不会导致压力油从工作缸体30、阀板部件 60、壳10三者相互间漏出。而且，活塞42相对于工作缸32的上止点位 置与倾转角的大小无关地始终为相同。从而，若在活塞42的往复移动量 成为最大的倾转角的状态下将死体积构成为最小，则在为了改变活塞42 的往复移动量而变化倾转角的情况下，也能够始终将死体积维持为小的 值，能够实现容量效率的提高。还有，在上述实施方式1中，将以通过多个活塞杆40的倾动中心的 圆周Cl的切线为轴心13A的圆筒面作为引导凹面13。换而言之，构成将 与倾转基准平面X正交且通过配置于上止点位置的活塞杆40的倾动中心 的轴线作为轴心13A的引导凹面13。从而，能够与倾转角的大小无关地 将活塞42相对于工作缸32的上止点位置设为相同。然而，本发明未必限 定于此。例如，只要是引导凹面13的轴心13A位于与旋转轴部件20的轴 心22正交的平面上，且以相对于旋转轴部件20的轴心22处于扭转的位 置的关系的轴线为轴心的圆筒凹状，就可以为其他部位。另外，在上述实施方式1中，仅具备第一阀板部61及第二阀板部62 而构成了阀板部件60，但具备三个以上的阀板部而构成阀板部件，也能够 起到相同的作用效果。 (实施方式2)在上述实施方式l中，在第一阀板部61上形成凸状滑接凸面65，另 一方面，在第二阀板部62形成凹状滑接凹面66。然而，如图11及图12 所示的实施方式2 —样，在阀板部件160的第一阀板部161形成滑接凹面 166，另一方面，在阔板部件160的第二阀板部162形成滑接凸面165也 可。这些滑接凹面166及滑接凸面165是以与引导凹面13的轴心13A平 行且与工作缸体30的轴心34正交的轴线为轴心的圆筒面，在相互密接的 状态下沿其弯曲方向能够滑动。还有，在图11及图12中，对于与实施方式l相同的结构，标注相同的符号，省略各自详细的说明。在如上所述地构成的泵/马达1中，在图11所示的状态时，工作缸体30相对于旋转轴部件20的轴心22形成为以中心杆50的球头部51为中心 51A而最大幅度倾动的状态，因此，若将旋转轴部件20及工作缸体30分 别围绕轴心22、 34旋转，则活塞42的往复移动量变得最大，能够在容量 成为最大的状态下运行。若从上述状态驱动未图示的倾转角变更机构，使第二阀板部162沿壳 10的引导凹面13滑动，则该第二阀板部162的移动经由相互抵接的滑接 凸面165及滑接凹面166使第一阀板部161移动。进而，第一阀板部161 的移动经由相互抵接的阀板侧滑动面63及缸体侧滑动面33使工作缸体30 移动，工作缸体30以中心杆50的球头部51为中心51A依次倾动，工作 缸体30的轴心34相对于旋转轴部件20的轴心22的倾转角减少。在该状 态下，使旋转轴部件20及工作缸体30围绕各自的轴心22、 34旋转的情 况下，与图ll所示的状态相比，活塞42的往复移动量减少，能够在减少 容量的状态下运行。进而，若使第二阀板部162移动，则工作缸体30的轴心34最终与旋 转轴部件20的轴心22—致，形成为图12所示的状态。在该状态下，使 旋转轴部件20及工作缸体30围绕各自的轴心22、 34旋转的情况下，活 塞42的往复移动量成为零。另一方面，若利用未图示的倾转角驱动机构的驱动，使第二阀板部162 向相反方向移动，则第一阀板部161及工作缸体30联动，能够逐渐增大 工作缸体30相对于旋转轴部件20的倾转角，即能够增大活塞42的往复 移动量，能够增大泵/马达1的容量。以下，通过适当执行上述动作，能够作为斜轴式可变容量型泵/马达1 运行。在这些动作期间，如图11及图12所示，第二阀板部162在以通过活 塞杆40的倾动中心的圆周的切线为轴心13A的引导凹面13滑动，g口，沿 将与倾转基准平面X正交，且通过配置于上止点位置的活塞杆40中的球 头部41的中心的轴线作为轴心13A的圆筒面移动，因此，活塞42相对于 工作缸32的上止点位置与倾转角的大小无关地始终为相同。从而，例如，如图11所示，若在活塞42的往复移动量成为最大的倾转角的状态下将死 体积构成为最小，则在为了改变活塞42的往复移动量而变化倾转角的情 况下，也能够始终将死体积维持为小的值，能够实现容量效率的提高。而且，根据上述泵/马达l可知，在工作缸体30和壳IO之间夹着由相 互密接的状态下能够滑动的第一阀板部161及第二阀板部162构成的阀板 部件160。进而，夹在中心杆50和工作缸体30之间的按压弹簧35的弹簧 力作用于工作缸体30、阀板部件160、壳10之间。从而，在将活塞42的 往复移动量改变的情况下发生的工作缸体30和阀板部件160的相对朝向 或移动量的变化可以被第一阀板部161和第二阀板部162的相对滑动吸 收，能够防止工作缸体30和阀板部件160之间或阀板部件160和壳10的 引导凹面13之间产生间隙的情况。其结果，能够使压力油与倾转角的大小无关地在不泄漏的情况下，始 终在工作缸体30的工作缸32和壳10的油路14之间流通，不会导致压力 油的泄漏引起的容量效率的降低。产业上的可利用性如上所述，本发明的斜轴式可变容量型泵/马达在提高容量效率的情况 下是有用的，尤其适合作为要求高效率的液压系统的液压机械使用。
权利要求
1. 一种斜轴式可变容量型泵/马达，其特征在于，具备 旋转轴部件，其以围绕自身的轴心旋转的方式支承于壳； 多个活塞杆，其在基端具有支承部，且在前端具有活塞，经由各自的支承部能够倾动地支承在所述旋转轴部件的一端部中以该旋转轴部件的 轴心为中心的同一圆周上；工作缸体，其在一端面开口有将所述多个活塞分别能够往复移动地收 容的多个工作缸，且在另一端部具有呈球状的缸体侧滑动面；连接机构，其能够使所述工作缸体相对于所述旋转轴部件以所述工作 缸体的轴心设定于所述旋转轴部件的轴心上的倾动点为中心倾动，且以能 够使所述工作缸体相对于所述旋转轴部件靠近或远离移动的方式连接两 者之间，并且，将所述工作缸体向相对于所述旋转轴部件远离的方向施力；引导凹面，其形成为以位于与所述旋转轴部件的轴心正交的平面上， 且相对于该旋转轴部件的轴心处于扭转的位置关系的轴线为轴心的圆筒 凹状，形成于所述壳中处于所述旋转轴部件的一端部延长上的部位；阀板部件，其夹在所述工作缸体的缸体侧滑动面及所述壳的引导凹面 之间，且具有使压力油在所述工作缸体的工作缸和设置于壳的油路之间流 通的连通油路；倾转角变更机构，其通过使所述工作缸体相对于所述旋转轴部件倾 动，改变这些旋转轴部件及工作缸体旋转的情况下的活塞的往复移动量，所述阀板部件至少包括多个阀板部，所述多个阀板部具备第一阀板 部，其具有能够在与所述缸体侧滑动面密接的状态下滑动的阀板侧滑动 面；第二陶板部，其具有能够在与所述引导凹面密接的状态下滑动的引导 凸面，且使这多个阀板部在能够相互经由滑接面滑动地密接的状态下夹在 所述工作缸体的缸体侧滑动面及所述壳的引导凹面之间。
2. 根据权利要求1所述的斜轴式可变容量型泵/马达，其特征在于， 所述引导凹面是以通过多个活塞杆的倾动中心的圆周的切线为轴心的圆筒面。
3. 根据权利要求1所述的斜轴式可变容量型泵/马达，其特征在于，所述第一阔板部及所述第二阀板部经由以与所述引导凹面的轴心平 行的轴线为轴心的圆筒状的滑接面相互密接。
4. 根据权利要求3所述的斜轴式可变容量型泵/马达，其特征在于， 所述滑接面的轴心与所述工作缸体的轴心正交。
5. 根据权利要求3所述的斜轴式可变容量型泵/马达，其特征在于，在第一阀板部形成凸状滑接面，且在第二阀板部形成凹状滑接面。
6. 根据权利要求3所述的斜轴式可变容量型泵/马达，其特征在于， 在第一阀板部形成凹状滑接面，且在第二阀板部形成凸状滑接面。
全文摘要
本发明涉及活塞在工作缸的内部往复移动的斜轴式可变容量型泵/马达的改进，通过具备第一阀板部和第二阀板部的多个阀板部构成阀板部件，且使这多个阀板部在相互经由滑接面可滑动地密接的状态下夹在工作缸体的缸体侧滑动面及壳的引导凹面之间，由此始终确保工作缸体、阀板部件、壳三者间相互密接的状态。
文档编号F04B1/24GK101313148SQ20068004398
公开日2008年11月26日 申请日期2006年11月1日 优先权日2005年11月24日
发明者石崎直树 申请人:株式会社小松制作所