JPH03253775A - 容量可変型斜軸式液圧機械 - Google Patents

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］ 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］ 一１ｌｌ）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受支持形、全荷重な静
圧軸受で液圧支持する全静圧軸受支持形等が知られてい
る。

これら各軸受支持形式のうち、部分静圧軸受支持形の液
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抑圧ピ
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、全静圧軸受支持形の液圧機械としては、特開昭５
９−１３１７７６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
複数の駆動シューな設け、前記ピストンと駆動フランジ
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
軸受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「（１）」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。

さらに、前記液圧機械の弁板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
。このサイドフォースは前記液圧機械のピストンまたは
センタジヨイントを介して回転軸のドライブディスクを
高圧側の側方に偏位させるように作用する。

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室を形成し、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な設け、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
れたるもののみ、即ち油圧反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、即ち前記油圧反力合力の展着力点側に位置
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、油圧反力の合力着力点側に位置す
る静圧軸受ばかりでなく、当該合力の展着力点側に位置
する静圧軸受も１ 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
。

さらに、前記サイドフォースを無理なく支持すると共に
、前記液圧機械の効率低下を最小限に制御するためには
、前記ピストン油圧反力の支持とは別にサイドフォース
専用の支持手段を配設することが必要となる。例えば、
このサイドフォースの支持手段として、前記公知例と同
一思想の静圧軸受を想定した場合、これはピストン油圧
反力支持以外に静圧軸受支持箇所が１箇所増える結果と
なる。このことは前記液圧機械の容積効率しいてはポン
プ効率確保の観点に立てば、好ましい支持方法とは言え
ない。

この結果、ピストン油圧反力及びサイドフォースを支持
する場合、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展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くずれると共に
、ピストン油圧反力のラジアル成分とサイドフォースを
同時に支持する場合に静圧軸受能力のバランスがくずれ
、そ２ 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
力の展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、ドライブディスクに作用するピストン油圧反力及
びサイドフォースを効率良く支持し、長期間の使用に対
してもラジアル方向及びスラスト方向の摩耗の発生を防
止し、漏れ流量が少なく、高安定性、高信頼性が得られ
るようにした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グ
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
スト方向のピストン油圧反力荷重及びサイドフォースを
受承するスラスト静圧軸受及びラジアル静圧軸受と、該
各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、前記スラスト静圧軸受
及びラジアル静圧軸受は前記ドライブディスクに作用す
るスラスト及び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及び前記回転軸と直角な軸線
まわりのモーメントをバランスする位置で、かつ前記サ
イドフォースを打ち消す位置に設けたことを特徴とする
。

また、前記ドライブディスクは前記ピストン支持面と反
対側の端面を球面部として形成し、前記ケーシング内の
一端側には前記回転軸外周側との空間に位置して該回転
軸を回転自在に支持する支持部材を配設し、該支持部材
は前記ドライブディスクとの対向面を傾斜面に形成し、
前記スラスト静圧軸受は前記ドライブディスクの球面部
と支持部材の傾斜面との間に位置して複数個を設け、し
かも前記ラジアル静圧軸受は前記ドライブディス　５ りの外周側とケーシングとの間に位置して複数個設ける
ことができる。

また、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
軸より上方で、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展着力点側であってＸ軸より上
方には第２のラジアル静圧軸受を配設し、さらにＸ軸よ
り下方でｙ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軸上の離間距離なｅＲ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’＋ｔｙ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
中心と前記油圧反力の合力の着力点との間のＸ軸上の離
間距離を８Ｌ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とすると、前記第１、第２
の６ ラジアル静圧軸受は、 ｆＲｙ×ｅＲ＝ｆＬｙＸｅし の関係を満たす位置に配設することが好適である。

一方、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
軸より上方で、かつ当該合力の着力点の変動範囲の外側
には第１のスラスト静圧軸受を配設し、前記第１のスラ
スト静圧軸受とはＸ軸の対称位置に第２のスラスト静圧
軸受を配設し、前記平均油圧反力の合力の展着力点側で
あってＸ軸より上方には第３のスラスト静圧軸受を配設
し、さらに前記第３のスラスト静圧軸受とはＸ軸の対称
位置に第４のスラスト静圧軸受を配設しつる。そして、
前記第１及び第２のスラスト静圧軸受に関して、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ｅＲとすると共に、前記第１及
び第２のスラスト静圧軸受からなる静圧パッドグループ
Ａに作用する前記回転軸の軸方向の荷重成分をＷ　Ａ　
Ｖ、該軸方向と直角方向の荷重成分をＷＡＨとし、前記
第３及び第４のスラスト静圧軸受に関して、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
ｅＬとすると共に、前記第３及び第４のスラスト静圧軸
受からなる静圧パッドグループＢに作用する前記回転軸
の軸方向の荷重成分をＷ　Ｂｖ、該軸方向と直角方向の
荷重成分をＷ　Ｂ　＋１とし、さらにサイドフォースを
Ｆｖとすると、前記第１〜第４のスラスト静圧軸受は、 Ｗ　ａｖ　Ｘ　ｅ　Ｒ＝　Ｗ　ａｖ　Ｘ　ｅ　Ｌの関係
を満たすと共に、 ＷＡＨ−ＷＢＨ＝Ｆｖ 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、本発明は、前記ケーシング内の一端側には前記
回転軸外周側との空間に位置して該回転軸を回転自在に
支持する支持部材を配設し、該支持部材は前記ドライブ
ディスクとの対向面を凹球面部として形成し、前記ドラ
イブディスクには静圧パッドが該凹球面部に摺接するよ
うにピストン本数と同数だけのスラスト静圧軸受を設け
、しかも前記ラジアル静圧軸受はドライブディスク外周
側とケーシングとの間に位置して複数個設けたことを特
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において、主油圧源用ポンプ
または駆動用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及びサイドフォースが作用しても、
平均油圧反力の合力の着力点に関する回転軸まわり及び
ｘ、ｙ軸まわりのモーメントがバランスするように、ス
ラスト静圧軸受及びラジアル静圧軸受を設けておくこと
により、回転軸、Ｘ軸及びｙ軸回りのモーメントを常に
バランスさせることができ、しかも特別な支持手段を配
設することなくサイドフォースを支持することができ、
摺動面での油膜厚さを均一とすることが可能となる。こ
れより漏れ流量を最小限にしうると　９ 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５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と該ケーシング本体２の小径
筒部２Ａの内周側との間の空間内に位置するスリーブ部
４Ａを有し、該スリーブ部４Ａの一側端面が小径筒部２
Ａの内側段部２Ｃに当接して支持され、該スリーブ部４
Ａの　０ 他側端面は後述するドライブディスク６の球面部６Ｂに
対面させて内側に凹陥するように傾斜して形成された傾
斜端面４Ｂとして形成されている。

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
と一体成形された大径円板状のドライブディスク６とな
っている。そして、ドライブディスク６は後述のシリン
ダブロック側の端面が後述のピストン１０を支承するピ
ストン支持面部６Ａとなり、かつ反対側端面が後述の弁
板１１と同様な凸球面形状の球面部６Ｂとなっている。

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は後述のスラス
ト静圧軸受２０、ラジアル静圧軸受２６を介してピスト
ン油圧反力及びサイドフォース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と一体に回転
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．・・・が円周方
向に設けられ、該各シリンダ９にはそれぞれピストン１
０，１０．・・・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、該冬休形部１０Ａはドライブディスク６のピスト
ン支持平面部６Ａに揺動自在に連結さている。

１１は正方形状の弁板を示し、該弁板１１の一側端面は
シリンダブロック８の凹球面状の端面と摺接する凸球面
形状をなすと共に、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に摺接するように凸円弧
状になっており、該弁板１１の中心には後述するセンタ
シャフト１３と揺動ピン１９の先端部が両側からそれぞ
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１．１Ａ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を有する段例のシリンダ穴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　３ 先端部が弁板１１の貫通孔１ｔＡに揺動可能に挿入され
た揺動ピン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１６Ａ、または１６Ｂ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。

まず、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スラスト荷重成分
とサイドフォースを受承する第１、第２．第３．第４の
スラスト静圧軸受を示し、該各スラスト軸受２０Ａ〜２
０Ｄは軸受スリーブ４の傾斜端面４Ｂとドライブディス
ク６の球形部６Ｂの端面との間に位置し、後述するラジ
アル静圧軸受２６と同様に特定な位置関係に配設されて
いる。ここで、各スラスト静圧軸受２０Ａ〜２０Ｄは軸
受スリーブ４の傾斜端面４Ｂに対し、　４ 直交するよう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〜２ＬＤに摺動可能に挿嵌されると共に、
大径なパッド部が前記傾斜端面４Ｂ外に位置しドライブ
ディスク６の球面部６Ｂ（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〜２
’２Ｄのパッド部のドライブディスク摺接面側に凹溝状
に形成された圧力室２３Ａ。

２３Ｂ、２３Ｃ，２３Ｄと、前記各シリンダ穴２１Ａ〜
２ＬＤ内の室を該各圧力室２３Ａ〜２３Ｄと連通ずるよ
うに、前記各静圧パッド２．２　Ａ〜２２Ｄに穿設され
た絞り通路２４Ａ。

２４Ｂ、２４Ｃ，２４Ｄとから構成されている。

なお、スラスト静圧軸受２０Ａ〜２０Ｄ、シリンダ穴２
１Ａ〜２１Ｄ、静圧パッド２２Ａ〜２２Ｄ、圧力室２３
Ａ〜２３Ｄ、絞り通路２４Ａ〜２４Ｄを、それぞれ全体
として、スラスト静圧軸受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。そして
、前記スラスト静圧軸受２０のシリンダ穴２１の圧力室
２３には後述の油通路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から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２０を代表的に１個のみ図示したが、ラジ
アル静圧軸受２６と同様に、第３図、第４図に示すよう
に４個のスラスト静圧軸受２０Ａ〜２０Ｄは、ｙ軸、ｙ
軸まわりのモーメント荷重がバランスするように軸受ス
リーブ４のスリーブ部４Ａの特定な位置に対して配設す
ることができる。なお、第３図では一例として４個の場
合を示しているが、スラスト静圧軸受２０の個数はこれ
に限るものでない。

２５は前記スラスト静圧軸受２０と後述のスラスト静圧
軸受２６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くように、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１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の他端はスラスト軸受２０の各シリンダ
穴２１、ラジアル静圧軸受２６の各シリンダ穴２７にそ
れぞれ開口し、これら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。

さらに、２６Ａ、２６Ｂ、２６Ｃ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のラジアル静圧軸受を示し、これ
ら各ラジアル静圧軸受２６Ａ〜２６Ｃは、第２図に示す
ように、ケーシング本体２の内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２７Ａ。

２７Ｂ、２７Ｃと、小径なロッド部が該各シリンダ穴２
７Ａ〜２７Ｃ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２７Ａ〜２７Ｃ外に位置する大径なパッ
ド部がドライブディスク６の外周面６Ｃ（静圧軸受案内
面）に摺接する静圧パ　７ ラド２８Ａ、２８Ｂ、２８Ｃと、該各静圧パッド２８Ａ
〜２８Ｃ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２９Ａ、２９Ｂ、２９Ｃ
と、前記シリンダ穴２７Ａ〜２７Ｃ内の室を該各圧力室
２９Ａ〜２９Ｇとそれぞれ連通するように、前記静圧パ
ッド２８Ａ〜２８Ｃの軸方向に設けられた絞り通路３０
Ａ、３０Ｂ、３０Ｃとから構成されている。

なお、ラジアル静圧軸受２６Ａ〜２６Ｃ、シリンダ穴２
７Ａ〜２７Ｃ１静圧パッド２８Ａ〜２８Ｃ１圧力室２９
Ａ〜２９０１絞り通路３０Ａ〜３０Ｃを、それぞれ全体
として、ラジアル静圧軸受２６、シリンダ穴２７、静圧
パッド２８、圧力室２９、絞り通路３０という。

ここで、各ラジアル静圧軸受２６Ａ〜２６Ｃの特別な配
置関係について述べる。

まず、第５図において、回転軸５の軸線をＺ、ドライブ
ディスク６のピストン支持面部６ＡでＺ軸と直交する軸
線をｙ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　８ 合力の着力点はＯ′となり、ｙ軸とｙ軸の交点ＯからＸ
軸方向に距離ｅ。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「（１）」の字
を描く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ＦＲ，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ＦＲは
最大で、スラスト荷重ＦＴは最小となる。

さて、前述したラジアル静圧軸受２６Ａ〜２６Ｃ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２６
Ａは平均油圧反力の合力の着力点Ｏ′側であって、かつ
該合力の着力点Ｏ′の変動範囲の外側（第２図中で合力
の着力点Ｏ′の右側）で、Ｘ軸よりも上方に配設され、
第２のラジアル静圧軸受２６Ｂはｙ軸に対して合力の着
力点Ｏ′の反着力点側（第２図中でｙ軸の左側）であっ
て、Ｘ軸より上方で、かつ後述するように第１の静圧軸
受２６Ｂ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２６ＣはＸ軸より下方であって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２６Ａについて、静圧
パッド２８Ａの軸線とドライブディスク６の外周面６Ｃ
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ｆＲｘ、、Ｙ軸方向成
分をｆ　ＲＹとし、平均油圧反力の合力の着力点Ｏ′と
交点ＯＲとの間のＸ軸方向の離間距離をｅＲとする。一
方、第２のラジアル静圧軸受２６Ｂについて、静圧パッ
ド２８Ｂの軸線とドライブディスク６の外周面６Ｃ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ｆＬのＸ軸方向成分をｆＬｘ、、Ｙ軸方向成分を
ｆ　ＬＹとし、合力の着力点０′と交点ＯＬとの間の離
間距離をｅＬ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２６Ａ、２６Ｂは、ｆ　ＲＹＸ　ｅ　
ｒ　”　ｆ　ＬＹＸ　ｅ　Ｌ　　−（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Ｘ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。

本実施例はこのように構成されるが、次に斜軸式液圧機
械を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１■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１ 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、ビス２ 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Ｆ。として拡散される。この場合
、回転軸５の軸線Ｚ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、Ｘ軸のまわりにモーメント荷重Ｍ　ｘ　、　Ｍ　
ｙ。

Ｍ２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、ケーシング本体２に設け
られたスラスト静圧軸受２０、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２６によって支持され
る。即ち、これら各静圧軸受２０．２６の静圧パッド２
２．２８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２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ＦＫのラジアル荷重Ｆ８は、
先に述べたように平均油圧反力の合力の着力点○′側に
位置する高圧側ピストンの本数によって当該合力の着力
点Ｏ′を中心として「ωＪの字を描くように変動する。

しかも、ラジアル荷重Ｆ３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Ｏｏ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、ドライブディスク６の外周面６
Ｃ側に位置して、第２図に示すように、ケーシング本体
２の大径な傾斜筒部２Ｂに対して特定の位置関係で３個
のラジアル静圧軸受２６Ａ〜２６Ｃを設ける構成とし、
これら各ラジアル静圧軸受２６Ａ〜２６Ｇによって、ド
ライブディスク６に作用するラジアル荷重ＦＲ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Ｏ′が回転軸５の軸
線Ｚに対して距離ｅ。だ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ＦＲが作用したとき
、Ｚ軸まわりのモーメント荷重Ｍ２が合力の着力点Ｏ′
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Ｏｏ
側に位置して第１のラジアル静圧軸受２６Ａを設け、合
力の展着力点側に第２のラジアル静圧軸受２６Ｂを設け
、かつこれら第１゜第２のラジアル静圧軸受２６Ａ、２
６Ｂ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２軸
まわりのモーメント荷重Ｍ２をバランスさせた状態で支
持させることができる。

さて、弁板１■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Ｆｖが発生する。そして
、このサイドフォースＦＶはピストン１０またはセンタ
ジヨイント１３を介してド　５ ライブディスク６に第４図中に矢示方向にＦｖとして作
用する。

ところが、本実施例ではドライブディスク６にはピスト
ン支持面部６Ａと反対側の端面に弁板１１と同様な凸球
面形状をなした球面部６Ｂを形成し、さらに４個のスラ
スト静圧軸受２０Ａ〜２０Ｄの静圧パッド２２Ａ〜２２
Ｄが、静圧軸受案内面となる球面部６Ｂと摺接するよう
に、当該スラスト静圧軸受２０Ａ〜２０Ｄを軸受スリー
ブ４の特別な位置に配設している。次に特別な関係につ
いて述べる。

即ち、第３図に示すように回転軸５の軸線に対して直行
する軸をｙ軸、ｙ軸とし、平均油圧反力の合力の着力点
Ｏｏ側であってｙ軸より上方で、かつ当該合力の着力点
の変動範囲の外側には第１のスラスト静圧軸受２ＯＡを
配設し、かつ前記第１のスラスト静圧軸受２ＯＡとはｙ
軸を挾んで対称位置に第２のスラスト静圧軸受２０Ｂを
配設し、ｙ軸に対して前記平均油圧反力の合力の展着力
点側であって、ｙ軸より上方には第３のスラス　６ ト静圧軸受２０Ｃを配設し、さらに前記第３のスラスト
静圧軸受２０Ｃとはｙ軸を挟んで対称位置に第４のスラ
スト静圧軸受２０Ｄを配設している。この場合、前記第
１及び第２のスラスト静圧軸受２ＯＡ、２０Ｂに関する
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Ｏ′との間のＸ軸上の離間距離をｅ＋＋とすると共に
、前記第１及び第２のスラスト静圧軸受２ＯＡ、２０Ｂ
とからなる静圧パッド２２Ａ、２２ＢのグループＡに作
用する前記回転軸５の軸方向の荷重成分をＷＡＶとし、
また該軸方向と直角方向の荷重成分をＷ　Ａ　Ｈとする
。一方、前記第３及び第４のスラスト静圧軸受２０Ｃ，
２０Ｄに関して、静圧パッド２２Ｃ，２２Ｄの摺動中心
と合力の着力点Ｏ′との間のＸ軸上の離間距離をｅＬと
すると共に、前記第３及び第４のスラスト静圧軸受２０
Ｃ。

２０Ｄからなる当該静圧パッドグループＢに作用する前
記回転軸５の軸方向の荷重成分をＷ’　Ｂ　ｖとし、ま
た該軸方向の直角方向の荷重成分をＷＢＨとする。かか
る条件で、前記第１〜第４のスラスト静圧軸受２０Ａ〜
２０Ｄは、 ＷＡｖＸ　ｅ　Ｒ＝　ＷＢＶＸ　ｅ　Ｌ　−−（３）の
関係を満たす位置に配設すると共に、ＷＡＨ−Ｗ、、＝
Ｆ　Ｖ・・・・・・・・・・・・・・・（４）の関係を
満たすようにドライブディスク６を球面部６Ｂとして形
成する。

この結果、（４）式から明らかなように４箇所に配設し
たスラスト静圧軸受２０Ａ〜２０Ｄによって、回転軸５
の軸線Ｚと直角な軸線のうち、Ｘ軸方向成分に関してサ
イドフォースＦｖと大きさが同じで作用方向が逆の支持
力を発生させることができる。

このように、軸受スリーブ４の特別な位置のに配設した
スラスト静圧軸受２０Ａ〜２０Ｄによってサイドフォー
スＦｖを支持することができ、逆向きのスラスト力を調
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、第２図に示すように、本実施例で
はＸ軸よりも下方であって、かつＸ軸上に位置して第３
のラジアル静圧軸受２６Ｃ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３の
ラジアル静圧軸受２６Ｃ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ＦＲは、第１〜第３
のラジアル静圧軸受２．６Ａ〜２６Ｃ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２６Ａ。

２６Ｂ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０′に関するＺ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る。しかも
、軸受スリーブ４の特定位置に配設した４個のスラスト
静圧軸受２０Ａ〜２０Ｄにより回転軸５の軸線Ｚと直角
なＸ軸方向成分でサイドフォースＦＶを支持し、第３の
ラジアル静圧軸受２６Ｃで油圧反力の合力の変動部を支
持す　９ ることかできる。

このため、第１〜第３のラジアル静圧軸受２６Ａ〜２６
Ｃは、その静圧パッド２８Ａ〜２８Ｃの姿勢が常に一定
に保持され、該各静圧パッド２８Ａ〜２８Ｃ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
２８Ａ〜２８Ｃ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２８Ａ〜２８Ｃの摺接面とドライブデ
ィスク６の外周面６Ｃ（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２８Ａ〜２８Ｃ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。

さらに、軸受スリーブ４の特定な位置に４個のスラスト
静圧軸受２０Ａ〜２０Ｄを配設し、静圧軸パッド２２Ａ
〜２２Ｄのパッド部がドライブディスク６の球面部６Ｂ
と摺接することにより、該各スラスト静圧軸受２０Ａ〜
２０Ｄはピストン油　０ 圧反力のスラスト荷重成分ＦＴと、これによって誘起さ
れるＸ軸、Ｘ軸まわりのモーメント荷重ＭＸ、Ｍ、とに
対し、前記球面部６Ｂに形成される油膜厚さが均一にな
るように支持すると共に、ドライブディスク６に作用す
るサイドフォースＦｖに対して特別な支持手段を配設す
ることなく４個のスラスト静圧軸受２０Ａ〜２０Ｄ相互
間のＸ軸方向分力によって前記サイドフォースＦＶを効
率良く支持することができる。

次に第６図及び第７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
符合を付し、その説明を省略する。

然るに、本実施例の特徴は、ドライブディスクにピスト
ン本数と同数のスラスト静圧軸受を設けると共に、支持
部材にその静圧パッドのパッド部を受承する凹球面形状
の静圧軸受案内面を形成することにより、ピストン油圧
反力のスラスト荷重ＦＴと、Ｘ軸、Ｘ軸まわりのモーメ
ント荷重Ｍ。

、Ｍｙ並びにサイドフォースＦｖを支持しつるようにし
たことにある。なお、該ピストン油圧反力Ｆ、のラジア
ル荷重ＦｌｌとＺ軸まわりのモーメント荷重Ｍ２の支持
形態は前述の第１の実施例の場合と同様である。

即ち、第６図、第７図において、４１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本実
施例の軸受スリーブで、該軸受スリーブ４１は後述する
回転軸４２の軸部４２Ａと該ケーシング本体２の小径筒
部２Ａの内周側との間の空間内に位置するスリーブ部４
１Ａを有し、該スリーブ部４１Ａの一側端面が小径筒部
２Ａの内側段部２Ｃに当接して支持され、該スリーブ部
４Ａの他側端面は後述する静圧パッド４６のパッド部が
摺接する凹球面状をなした凹球面部４１Ｂ（静圧軸受案
内面）となっている。

４２は軸部４２Ａが軸受スリーブ４１を貫通して設けら
れた本実施例の回転軸で、該回転軸４２のケーシング１
内先端は該回転軸４２と一体成形された大径円板状のド
ライブディスク４３となっている。そして、ドライブデ
ィスク４３はシリンダブロック８側の端面がピストン１
０を支持するピストン支持面部４３Ａとなっているもの
の、反対側端は第１の実施例と異なって平坦面部４３Ｂ
となっている。そして、前記回転軸４２は軸受７を介し
て軸受スリーブ４１に軸支持され、またドライブディス
ク４３は後述のスラスト静圧軸受４９、第１の実施例に
用いたラジアル静圧軸受２６を介してピストン油圧反力
及びサイドフォースを受承するようになっている。

４４は本実施例に用いるスラスト静圧軸受を示し、該ス
ラスト静圧軸受４４はドライブディスク４３の平坦面部
４３Ｂの軸方向にピストン１０の本数（例えば、７本）
と対応して穿設された７個のシリンダ穴４５と、小径な
ロッド部が該シリンダ穴４５にそれぞれ摺動可能に挿嵌
されると共に、大径なパッド部が軸受スリーブ４１の凹
球部４１Ｂに摺接する静圧パッド４６と、該静圧パッド
４６の摺動面側に凹溝状に形成された圧力室４７と、前
記シリンダ穴４５内の室を該圧力室４７とそれぞれ連通
ずるように、前記静圧パッド５２３ の軸方向に設けられた絞り通路４８とから構成されてい
る。

そして、本実施例による各シリンダ穴４５は各ピストン
１０の球面部１０Ａに接続してドライブディスク４３に
設けられた液室４９及び油通路５０、各ピストン１０内
の油穴（図示せず）を介して自己吐出の高圧油が常時導
かれるようになっている。なお、本実施例のスラスト静
圧軸受４４ではピストン本数分のうち１本のピストンに
対応する場合を代表で述べている。

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４１の凹球面部４１
Ｂとスラスト静圧軸受案内面として凹球面形状にしてい
るため、該凹球面部４１Ｂに静力学的及び動力学的に生
成される静圧軸受能力としては、該凹球面部４１Ｂに作
用する垂直酸成分のＷと静圧パッド４６のロッド推力Ｆ
ｐとの力の平行四辺形によって合成された合力Ｗｌｌが
ドライブ　４ ディスク４３及び回転軸４２の軸線方向と直角方向に作
用する。この合力ＷＨは、丁度ドライブディスク４３に
作用するサイドフォースＦｖの作用方向と逆方向、即ち
、サイドフォースＦＶを打ち消す方向に作用する。

この結果、本実施例では複数のピストン本数のうち、高
圧油の吐出領域に位置するピストン本数に対応する該静
圧軸受によって生成される支持力の合力ＷＨとサイドフ
ォースＦｖとをバランスさせた状態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
各静圧パッド４６の摺動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４６の摺動面の偏摩耗を防
止することができると共に、軸受スリーブ４２の凹球面
部４２Ｂと静圧パッド４６のパッド部との間に形成され
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４６の摺動面からのリーク量を最小限に抑え
ることができ、このリークに伴う動力損失を抑制するこ
とができる。

また、サイドフォースＦｖの支持に対しては、該各静圧
パッド４６の静圧軸受案内面に生成される回転軸５５の
軸線方向と直角方向の合力ＷＨで打ち消すことにより支
持できるので、何ら特別な支持手段を配設する必要はな
い。

一方、本実施例のラジアル静圧軸受２６による実施例特
有の効果は、第１の実施例の場合と同様である。

さらに、第８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全静圧軸受支詩形油
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詳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、１０
９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はブーム用油圧シリンダ、１１２〜１２
０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
ツ１−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１
０２，１０３の傾転角を大とし、且つ回路圧力を上昇さ
せても、漏れ流　７ 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。

なお、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
御圧として各静圧軸受に供給する構成とすればよい。

また、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、
圧延機の油圧圧下装置、粉末成形機、射　８ 出成形機、高速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及び回転軸と直角な軸まわ
りのモーメントが常にバランスするように複数のスラス
ト方向及びラジアル方向静圧軸受を配設すると共に、弁
板の形状等に起因して弁板の摺動部に発生するサイドフ
ォースの支持形態の一例として、ドライブディスクまた
は支持部材としての軸受スリーブを球面形状とし、この
球面部と摺接するように特定な位置に複数個のスラスト
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スラスト方向及びラジアル方向
の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また支持部材の静圧軸受案内面
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■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にでき、動力損失を減少させること
ができる。

■　ドライブディスクのピストン反支持面を凸球面状と
し、または支持部材のドライブディスク対向面を凹球面
形状とし、これらの球面部と摺接するように特定な位置
に複数個のスラスト静圧軸受を配設する構成にすること
により、サイドフォースを支持するための特別なラジア
ル静圧軸受を必要とせず、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、−個のラジアル静
圧軸受をｙ軸より下方であって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５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ＩＩ　−ＩＩ矢示方
向から見た横断面図、第３図は第１図中のＩＩＩ　−Ｉ
ｌｌ矢示方向から見た横断面図、第４図は第１図中のＩ
Ｖ　−ＴＶ矢示方向から見た要部拡大縦断面図、第５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６図および
第７図は本発明の第２の実施例に係り、第６図は第２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７図は第６図中の■−■矢示方向から見た要部拡大
縦断面図、第８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、４，４１・・・軸受スリーブ（支
持部材）、４１Ｂ・・・凹球面部、５．４２・・・回転
１ 軸、６，４３・・・ドライブディスク、６Ｂ・・・球面
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、１
２・・・傾転摺動面、１３・・・センタシャフト、１５
・・・傾転機構、２０．４４・・・スラスト静圧軸受、
２１．２７４５・・・シリンダ穴、２２，２８．４６・
・・静圧パッド、２３，２９．４７・・・圧力室、２４
，３０゜４８・・・絞り通路、２５・・・油通路、２Ｇ
・・・ラジアル静圧軸受。 ２

Claims (7)

【特許請求の範囲】
1. （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、スラスト方向のピストン油圧反力荷重
   及びサイドフォースを受承するスラスト静圧軸受及びラ
   ジアル静圧軸受と、該各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、
   前記スラスト静圧軸受及びラジアル静圧軸受は前記ドラ
   イブディスクに作用するスラスト及びラジアル方向の平
   均油圧反力の合力の着力点に関する回転軸まわり及び前
   記回転軸と直角な軸線まわりのモーメントをバランスす
   る位置で、かつ前記サイドフォースを打ち消す位置に設
   けたことを特徴とする容量可変型斜軸式液圧機械。
2. （２）前記ドライブディスクは前記ピストン支持面と反
   対側の端面を球面部として形成し、前記ケーシング内の
   一端側には前記回転軸外周側との空間に位置して該回転
   軸を回転自在に支持する支持部材を配設し、該支持部材
   は前記ドライブディスクとの対向面を傾斜面に形成し、
   前記スラスト静圧軸受は前記ドライブディスクの球面部
   と支持部材の傾斜面との間に位置して複数個を設け、し
   かも前記ラジアル静圧軸受は前記ドライブディスクの外
   周側とケーシングとの間に位置して複数個設けてなる特
   許請求の範囲（１）項記載の容量可変型斜軸式液圧機械
   。
3. （３）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
   軸より上方で、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軸より上
   方には第２のラジアル静圧軸受を配設し、さらにｘ軸よ
   り下方でｙ軸上またはその近傍には第３のラジアル静圧
   軸受を配設してなる特許請求の範囲（１）または（２）
   項に記載の容量可変型斜軸式液圧機械。
4. （４）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＿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
   心と前記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とすると、前記第１、
   第２のラジアル静圧軸受は、 ｆ＿Ｒ＿Ｙ×ｅ＿Ｒ＝ｆ＿Ｌ＿Ｙ×ｅ＿Ｌ の関係を満たす位置に配設してなる特許請求の範囲（３
   ）項記載の容量可変型斜軸式液圧機械。
5. （５）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
   軸より上方で、かつ当該合力の着力点の変動範囲の外側
   に第１のスラスト静圧軸受を配設し、前記第１のスラス
   ト静圧軸受とはｘ軸の対称位置に第２のスラスト静圧軸
   受を配設し、前記平均油圧反力の合力の反着力点側であ
   ってｘ軸より上方には第３のスラスト静圧軸受を配設し
   、さらに前記第３のスラスト静圧軸受とはｘ軸の対称位
   置に第４のスラスト静圧軸受を配設し、前記第１及び第
   ２のスラスト静圧軸受に関して、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＿Ｒとすると共に、前記第１及び第２のスラ
   スト静圧軸受からなる静圧パッドグループＡに作用する
   前記回転軸の軸方向の荷重成分をＷ＿Ａ＿Ｖ、該軸方向
   と直角方向の荷重成分をＷ＿Ａ＿Ｈとし、前記第３及び
   第４のスラスト静圧軸受に関して、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＿Ｌと
   すると共に、前記第３及び第４のスラスト静圧軸受から
   なる静圧パッドグループＢに作用する前記回転軸の軸方
   向の荷重成分をＷ＿Ｂ＿Ｖ、該軸方向と直角方向の荷重
   成分をＷ＿Ｂ＿Ｈとし、さらにサイドフォースをＦ＿Ｖ
   とすると、前記第１〜第４のスラスト静圧軸受は、 Ｗ＿Ａ＿Ｖ×ｅ＿Ｒ＝Ｗ＿Ｂ＿Ｖ×ｅ＿Ｌ の関係を満たすと共に、 Ｗ＿Ａ＿Ｈ−Ｗ＿Ｂ＿Ｈ＝Ｆ＿Ｖ の関係を満たす位置に配設してなる特許請求の範囲（１
   ）、（２）または（３）項記載の容量可変型斜軸式液圧
   機械。
6. （６）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、スラスト方向のピストン油圧反力荷重
   及びサイドフォースを受承するスラスト静圧軸受及びラ
   ジアル静圧軸受と、該各静圧軸受手段に前記一対の吸排
   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、該ケーシング内の一端側には前記回転軸外周側との
   空間に位置して該回転軸を回転自在に支持する支持部材
   を配設し、該支持部材は前記ドライブディスクとの対向
   面を凹球面部として形成し、前記ドライブディスクには
   静圧パッドが該凹球面部に摺接するようにピストン本数
   と同数だけのスラスト静圧軸受を設け、しかも前記ラジ
   アル静圧軸受はドライブディスク外周側とケーシングと
   の間に位置して複数個設けたことを特徴とする容量可変
   型斜軸式液圧機械。
7. （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）または（６）項記載の容量可変型斜軸式液圧機
   械。