CN101802401B - 液压泵/马达及液压泵/马达的脉动防止方法 - Google Patents

液压泵/马达及液压泵/马达的脉动防止方法 Download PDF

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Abstract

一种液压泵/马达，设有在汽缸孔(25f)即将与阀板喷出口连通时使汽缸孔(25f)和阀板喷出口连通的自压限流器(52)、以及汽缸孔(25f)脱离了与阀板吸入口的连通状态后到汽缸孔(25f)与自压限流器(52)连通为止的期间使阀板喷出口和汽缸孔(25f)内暂时连通的油路(40)，该油路(40)具有能够在连通时将汽缸孔(25f)侧的油路内的高压向汽缸孔(25f)内传递且在非连通时使汽缸孔(25f)侧的油路内的压力在与下一汽缸孔连通前恢复到阀板喷出口侧的压力的长度。由此，通过简单的结构就能够在较宽转速区域内抑制脉动。

Description

液压泵/马达及液压泵/马达的脉动防止方法
技术领域
本发明涉及能够抑制从低压工序转向高压工序时产生的脉动的轴向型液压泵/马达及轴向型液压泵/马达的脉动防止方法。
背景技术
以往，在建筑机械等中大多采用由发动机驱动的轴向型液压活塞泵及由压力油驱动的轴向型液压活塞马达。
例如，轴向型液压活塞泵具有：汽缸体，被设置为与旋转自如地设置在壳体内的旋转轴一体旋转，并在周向上分离地形成有轴向伸长的多个汽缸；多个活塞，可滑动地插入并嵌合在该汽缸体的各汽缸内，随着该汽缸体的旋转而在轴向上移动，从而吸入或喷出工作油；阀板，设置在壳体和汽缸体端面之间，并形成有与各汽缸连通的吸入口和喷出口。在该液压泵中，当驱动轴旋转驱动时，在壳体内汽缸体与工作轴一起旋转，活塞在汽缸体的各汽缸内往复移动，由活塞对从吸入口吸入汽缸内的工作油进行加压，从而作为压力油向喷出口喷出。
在此，在各汽缸的汽缸口与阀板的吸入口连通时，活塞沿从汽缸突出的方向从吸入口的始端移动到终端，进行从吸入口向汽缸内吸入工作油的吸入工序。另一方面，在各汽缸的汽缸口与喷出口连通时，活塞沿进入汽缸内的方向从喷出口的始端移动到终端，进行将汽缸内的工作油向喷出口内喷出的喷出工序。然后，旋转汽缸体以反复进行吸入工序及喷出工序，由此将在吸入工序中从吸入口吸入汽缸内的工作油在喷出工序中加压并向喷出口喷出。
【专利文献1】日本特开平7-189887号公报
【专利文献2】日本特开平8-144941号公报
可是，在上述以往的液压泵等中存在下述问题：在吸入工序中通过阀板的吸入口吸入了工作油的汽缸内为低压，在各汽缸的汽缸口与喷出口连通时，该喷出口内的成为高压的压力油通过汽缸口急速流入低压的汽缸内，产生大的压力变动，并因该压力变动而产生脉动，结果产生振动及噪音。
为了解决该问题，在专利文献1中，在阀板上设有第一切口槽，当各汽缸的汽缸口中的位于吸入口的终端侧的汽缸口和吸入口的连通结束时，该第一切口槽与该汽缸口连通。另外设有第二切口槽，当位于喷出口的终端侧的汽缸口和喷出口的连通结束时，该第二切口槽与该汽缸口连通。而且，该液压泵使该第一切口槽和第二切口槽通过连通路始终连通，由此抑制因压力变动而产生的脉动。
另外，在专利文献2中，在喷出口的汽缸口进入侧形成有缺口(notch)，并形成有从与缺口前方的吸入口之间和喷出口相连的管道，在该管道的中间设有腔室。此外，在连接喷出口和腔室的部分的管道上设有容许流体从喷出口向腔室流通的单向阀。由此，在该液压泵中，在汽缸口到达喷出口之前，从腔室向汽缸供给高压，腔室的压力下降时，通过单向阀从喷出口补给，减少了汽缸口与喷出口直接连通时高压流体从喷出口向汽缸内逆流而在喷出口产生脉动的情况。
但是，专利文献1的结构尽管是在汽缸口与喷出口连通之前使汽缸内升压，但该升压仅仅依靠高压侧汽缸内的残压来进行，所以存在有时升压不充分，例如是差压的1/3左右的升压，结果是汽缸内压与喷出口侧的压力之差大，所以在某些转速下，在与喷出口连通时高压流体向汽缸内逆流而在喷出口侧产生脉动。
另外，虽然专利文献2中设置有腔室和单向阀，但该结构存在结构本身复杂，且与专利文献1同样，在某些转速下，在与喷出口连通时高压流体向汽缸内逆流而在喷出口侧产生脉动。
发明内容
本发明鉴于上述情况而作出，其目的在于提供一种通过简单的结构就能够在较宽转速区域内抑制脉动的液压泵/马达及液压泵/马达的脉动抑止方法。
为了解决上述问题、实现目的，本发明的液压泵/马达是一种轴向型液压泵/马达，其中，围绕旋转轴形成有多个汽缸孔的汽缸体相对于具有高压侧口和低压侧口的阀板滑动，通过斜板的倾斜控制各汽缸孔内的活塞往复移动的量，其特征在于，
设有油路，该油路在所述汽缸孔脱离了与低压侧口的连通状态后到该汽缸孔与所述高压口连通为止的期间使所述高压口与该汽缸孔暂时连通，所述油路具有的长度能够在连通时将所述汽缸孔侧的油路内的高压向所述汽缸孔内传递，并且在非连通时使所述汽缸孔侧的油路内的压力在与下一汽缸孔连通之前恢复到所述高压侧口侧的压力。
另外，本发明的液压泵/马达根据上述发明，其特征在于，所述油路的长度是由压力传递的速度和所述汽缸孔的频率确定的波长的大致1/4～1/2，所述汽缸孔的频率是由所述汽缸体的转速确定的。
另外，本发明的液压泵/马达根据上述发明，其特征在于，设有自压限流器，该自压限流器与所述高压侧口连通，并在所述汽缸孔通过的位置处使各汽缸孔与所述高压侧口连通。
另外，本发明的液压泵/马达根据上述发明，其特征在于，具有残压损耗再生回路，在所述汽缸孔脱离了与低压侧口的连通状态后到所述油路连通期间，该残压损耗再生回路将脱离了与所述高压侧口的连通状态的上止点侧汽缸孔内的压力向脱离了与所述低压侧口的连通状态的下止点侧汽缸孔传递。
另外，本发明的液压泵/马达根据上述发明，其特征在于，所述残压损耗再生回路具有设于所述上止点侧阀板侧的残压损耗回收口、设于所述下止点侧阀板侧的残压损耗再生口以及将所述残压损耗回收口和所述残压损耗再生口之间连通的连通孔，所述残压损耗再生口设置在所述残压损耗回收口和所述连通孔的暂时连通结束后与所述连通孔暂时连通的位置。
另外，本发明的液压泵/马达根据上述发明，其特征在于，在所述油路及/或所述残压损耗再生回路上设有限流器。
另外，本发明的液压泵/马达根据上述发明，其特征在于，所述油路内具有对压力进行缓冲的体积块。
另外，本发明的液压泵/马达根据上述发明，其特征在于，所述油路设在保持所述阀板的端盖内。
另外，本发明的液压泵/马达根据上述发明，其特征在于，所述油路及/或所述残压损耗再生回路的所述汽缸孔侧开口，是在所述汽缸孔的滑动区域外的除该汽缸孔的外周侧附近以外的附近设置的切口槽及/或斜钻孔。
另外，本发明的液压泵/马达根据上述发明，其特征在于，设有多个所述油路，各油路随着所述汽缸体的旋转依次进行各油路的连通。
另外，本发明的液压泵/马达的脉动防止方法，是在围绕旋转轴形成有多个汽缸孔的汽缸体相对于具有高压侧口和低压侧口的阀板滑动，且通过斜板的倾斜控制各汽缸孔内的活塞往复移动的量的轴向型液压泵/马达中，使从低压侧转向高压侧的汽缸孔内压升压，其特征在于，包括：通过使所述高压侧口和该汽缸孔内暂时连通的油路，将所述高压侧口的高压向所述下止点侧汽缸孔传递的第一升压步骤。
另外，本发明的液压泵/马达的脉动防止方法根据上述发明，其特征在于，包括：在所述第一升压步骤之前，所述汽缸孔脱离了与低压侧口的连通状态之后，将脱离了与所述高压侧口的连通状态的上止点侧汽缸孔内的高压向脱离了与所述低压侧口的连通状态的下止点侧汽缸孔传递的第二升压步骤；在所述第一升压步骤后到所述下止点侧汽缸孔与高压侧口连通期间，将该下止点侧汽缸孔和所述高压侧口之间连通而将所述高压侧口的高压向所述下止点侧汽缸孔传递的第三升压步骤。
发明效果
在本发明的液压泵/马达及液压泵/马达的脉动抑止方法中，设有在汽缸孔脱离了与低压侧口的连通状态后到该汽缸孔与所述高压口连通期间使所述高压口与该汽缸孔暂时连通的油路，所述油路具有的长度能够在连通时将所述汽缸孔侧的油路内的高压向所述汽缸孔内传递，并且在非连通时使所述汽缸孔侧的油路内的压力在与下一汽缸孔连通之前恢复到所述高压侧口侧的压力。通过该油路，使高压侧口的高压向汽缸孔传递，并使该汽缸孔内压沿着一个方向升压到高压侧口的高压状态附近。因此，该汽缸孔在自压限流器连通时，能够减小来自高压侧口侧的逆流，结果通过简单的结构就能够在较宽转速区域内抑制脉动。
附图说明
图1是表示本发明实施方式的液压泵的概要结构的剖视图。
图2是图1所示的液压泵的A-A线剖视图。
图3是表示从阀板和汽缸体的滑动面侧观察到的阀板结构的图。
图4是表示在X方向上观察到的滑动面附近的汽缸体的结构的图。
图5是表示残压损耗再生回路和残压损耗回收口即将连通时的汽缸孔和阀板的位置关系的图。
图6是表示残压损耗再生回路和残压损耗再生口即将连通时的汽缸孔和阀板的位置关系的图。
图7是表示油路回路和油路口即将连通时的汽缸孔和阀板的位置关系的图。
图8是表示汽缸孔和阀板喷出口即将连通时的汽缸孔和阀板的位置关系的图。
图9是表示在油路中设有限流器(絞り)的变形例的结构的模式图。
图10是表示在油路中设有体积块(ボリユ一ム)的变形例的结构的模式图。
图11是示出对汽缸孔内的升压工序进行表示的孔内压的旋转角依赖性的图。
图12是表示本发明实施方式及以往例的脉动幅度的泵转速依赖性的图。
图13是表示转矩效率相对于泵喷出压力的变化的图。
符号说明
1轴
2壳体
3斜板
4承座(shoe)
5、10活塞
6汽缸体
7阀板
8端盖
9a、9b轴承
11花键结构
14环
15弹簧
16可动环
17针状体
18按压构件
20、21轴承
25、25a～25i汽缸孔
30残压损耗再生回路
31残压损耗回收口
32残压损耗再生口
33、33a～33i残压损耗口
34、53、62钻孔
40、50、60油路回路
42油路口
43、43a～43i切口槽
51、53限流器
52自压限流器
61排放口
63体积块
P1吸入口
P2喷出口
PB1阀板吸入口
PB2阀板喷出口
S、Sa滑动面
具体实施方式
以下，参照附图，说明用于实施本发明的作为最佳方式的液压泵/马达及液压泵/马达的脉动抑止方法。
图1是表示本发明实施方式的液压泵的概要结构的剖视图。另外，图2是图1所示的液压泵的A-A线剖视图。图1及图2所示的液压泵将传递给轴1的发动机旋转和转矩转换成液压，并从喷出口P2喷出对应于负载的压力油，该液压泵是通过改变斜板3的倾斜角a而能够使泵的喷出量变化的可变容量型液压泵。
该液压泵具有：通过轴承9a、9b而旋转自如地轴支承在壳体2及端盖8上的轴1；通过花键结构11与该轴1连接且在壳体2及端盖8内与轴1一体地旋转驱动的汽缸体6；斜板3。汽缸体6设有以轴1的轴为中心在周向上等间隔设置并与轴1的轴平行的多个活塞汽缸。多个活塞汽缸内插入有能够与轴1的轴平行往复移动的活塞5。
从各活塞汽缸突出的各活塞5的前端为凹球，铆接承座(shoe)4，使各活塞5和各承座4成为一体，各活塞5和各承座4形成球面轴承。
斜板3设置在壳体2的侧壁和汽缸体6之间，在面向汽缸体6的一侧具有平坦的滑动面S。各承座4随着与轴1的旋转连动的汽缸体6的转动，被按压在该滑动面S上的同时进行圆状滑动。围绕轴1的轴配置有被设置在汽缸体6的X方向侧内周的环14支承的弹簧15、由该弹簧15按压的可动环16和针状体17，该承座4对于滑动面S的按压是通过与针状体17抵接的环状按压构件18来实现的。
面向斜板3侧突出的半球状的两个轴承20、21通过轴1的轴垂直于轴地设置在壳体2的侧壁上。另一方面，在斜板3的壳体2的侧壁侧，在与轴承20、21的配置位置对应的部分形成有两个凹球，通过使轴承20、21和斜板3的两个凹球抵接形成斜板3的轴承。该轴承20、21沿Z轴方向配置。
如图2所示，斜板3在与X-Y平面平行的面内倾斜。该斜板3的倾斜由从壳体2的侧壁侧沿X方向按压斜板3的一端且往复移动的活塞10确定。通过该活塞10的往复移动，斜板3以轴承20、21为支点倾斜。通过该斜板3的倾斜，滑动面S也倾斜，汽缸体6随着轴1的旋转而旋转，例如，如图2所示，取倾斜角a时，汽缸体朝向X方向逆时针旋转，各承座4在滑动面S上圆状滑动，各活塞汽缸内的活塞5随之进行往复移动，在活塞5向斜板3侧移动时，从吸入口P1经由阀板7将油吸引到活塞汽缸内，在活塞5向阀板7侧移动时，从喷出口P2经由阀板7将活塞汽缸内的油作为压力油喷出。而且，通过调节该斜板3的倾斜，能够可变控制从喷出口P2喷出的压力油的容量。
在此，固定在端盖8侧的阀板7和旋转的汽缸体6经由滑动面Sa接触。图3是表示从滑动面Sa侧观察到的阀板7的结构的图。图4是表示在X方向上观察到的滑动面Sa附近的汽缸体6的结构的图。图3及图4所示的阀板7的滑动面Sa侧端面和汽缸体6的滑动面Sa侧端面以轴1的旋转轴C为中心相接，通过汽缸体6的旋转而形成滑动面Sa。
阀板7具有与吸入口P1连通的阀板吸入口PB1和与喷出口P2连通的阀板喷出口PB2。阀板吸入口PB1和阀板喷出口PB2设置在同一圆弧上，呈沿周向延伸的茧形(繭形)形状。另一方面，在汽缸体6的滑动面Sa侧，供各活塞汽缸5往复移动的9个汽缸孔25的口在配置有阀板吸入口PB1及阀板喷出口PB2的同一圆弧上，等间隔地呈茧形形状设置。在此，在图3及图4中，当汽缸体6从X方向观察逆时针旋转时，图3中，在图纸上侧的阀板喷出口PB2侧进行喷出工序，在纸面下侧的阀板吸入口PB1侧进行吸入工序。因而，此时，图3的纸面左端侧成为从喷出工序切换到吸入工序且活塞5在汽缸孔25内最接近(approach)滑动面Sa侧的上止点，图3的纸面右端侧成为从吸入工序切换到喷出工序且活塞5在汽缸孔25内最远离滑动面Sa侧的下止点。在汽缸孔25通过该下止点时，从低压状态瞬间转向高压状态。
汽缸体6具有残压损耗口33，该残压损耗口33设置在比汽缸孔25的外侧壁面的圆周大的圆周上，位于在圆周方向上偏离汽缸孔25的外侧壁面的位置，例如设置在通过的中间的半径上。设置在滑动面Sa侧的该残压损耗口33对应每一个汽缸孔25进行设置，通过通向汽缸孔25内的斜向的钻孔34与汽缸孔25连通。此外，之所以将残压损耗口33和钻孔34设置在离开汽缸孔25的外侧壁面的位置处，是为了避开各汽缸孔25的外侧壁面附近的会产生大的应力的应力产生部分。
另一方面，在阀板7上设置有残压损耗回收口31，该残压损耗回收口31设置在与设有残压损耗口33的圆周相对应且邻近上止点并靠喷出工序侧的圆周上，位于汽缸孔25脱离与阀板喷出口PB2的连通状态后即与汽缸孔25连通的位置上。另外，在阀板7上设置有残压损耗再生口32，该残压损耗再生口32设置在与设有残压损耗口33的圆周相对应且邻近下止点并靠吸入工序侧的圆周上，位于汽缸孔25脱离与阀板吸入口PB1的连通状态后即与汽缸孔25连通的位置上。再有，在阀板7上，设有作为连通残压损耗回收口31和残压损耗再生口32的连通孔的钻孔，并设有具有残压损耗回收口31及残压损耗再生口32的残压损耗再生回路30。通过该残压损耗再生回路30，使从吸入工序转向喷出工序的汽缸孔25内的压力升压。
另外，汽缸体6在各汽缸孔25的内侧壁面的内侧圆周上，在汽缸孔25内设置有切口槽43，该切口槽43通过相对于沿着汽缸孔25的方向斜向切割而成，并作为在滑动面Sa面内与汽缸孔25连通的口发挥作用。
另一方面，在阀板7上设置有油路口42，该油路口42设置在与该切口槽43所处的圆周相对应且邻近下止点并靠喷出工序侧的圆周上，位于汽缸孔25与阀板喷出口PB2呈连通状态之前与汽缸孔25连通的位置上。该油路口42经由通过长的钻孔实现的长的通路与阀板喷出口PB2连通，并形成油路40。该通路设置在阀板7及端盖8内，其长度设定为产生的脉动波长的1/4～1/2左右。作为油路40设置长的通路，是为了通过油路40的汽缸孔25侧的压力使汽缸孔25的内压升压，并使该升压后的油路40的减压延迟传到阀板喷出口PB2侧。反过来说，长的通路也可以延迟并缓冲阀板喷出口PB2侧的压力传送，减小阀板喷出口PB2的压力变动。另外，该长的通路具有的长度能够在非连通时使汽缸孔25侧的内压在与下一连通的汽缸孔25连通之前恢复到阀板喷出口PB2侧的压力。具体来说，在汽缸体6的转速为2000rpm，汽缸孔25为9个，脉动波的传播速度为1000m/s时，脉动波的波长约为3m。因而，在将长的通路设为1/2波长的长度时，油路40的长度约为1.5m。但是，当将长度设为1个波长以上时，在向油路口42侧传送压力后，阀板喷出口PB2侧的对油路40的压力补充滞后，造成对下一汽缸孔25的压力补充不充分。通过该油路40，使从吸入工序转向喷出工序的汽缸孔25内的压力进一步升压。此外，使油路40的长度具有脉动波长的1/4～1/2左右的幅度，是因为脉动波形根据液压回路而有所不同。例如，当脉动波形为理想的正弦波时，从最低压到最高压的时间(长度)为1/2波长，但通常现实的液压泵的脉动波形包括小振幅的波动噪声，且从最低压到最高压的时间(长度)为1/4波长左右。
另外，在阀板7上，在汽缸孔25通过的圆周上，在汽缸孔25即将与阀板喷出口PB2连通时的与汽缸孔25连通的位置处设有自压限流器52。该自压限流器52的滑动面Sa侧的口和阀板喷出口PB2通过斜向的钻孔53连通。通过该自压限流器52，使从吸入工序转向喷出工序的汽缸孔25内的压力进一步升压。
再有，在阀板7上，在汽缸孔25通过的圆周上，在汽缸孔即将与阀板吸入口PB1连通时与汽缸孔连通的位置处设有排放口61，该排放口61通过钻孔62连通于阀板7和壳体2之间的空间。通过该排放口61，使从喷出工序转向吸入工序的汽缸孔25内的压力减压。
此外，从吸入工序转向喷出工序的汽缸孔25内的压力的升压按照残压损耗再生回路30、油路40、自压限流器52的顺序进行。另外，各钻孔大致为直径6mm左右。
在此，参照图5～图8，说明该液压泵动作时的脉动防止动作。此外，如上所述，汽缸孔25即9个汽缸孔25a～25i相对于旋转轴圆环状配置。图5中，汽缸孔25a～25i在图上逆时针旋转。在此，汽缸孔25a结束了喷出工序，图5中是刚刚脱离了与阀板喷出口PB2的连通状态后的配置状态。汽缸孔25a在该状态下，汽缸孔25a内为高压状态。而且，在该状态结束后不久，成为汽缸孔25a的残压损耗口33a与残压损耗再生回路30的残压损耗回收口31连通的状态。在残压损耗口33a和残压损耗回收口31连通时，汽缸孔25a内的高压工作油作用于残压损耗再生回路30的钻孔，该钻孔内成为高压状态。此时，残压损耗再生回路30的残压损耗再生口32堵塞，残压损耗口33a和残压损耗回收口31的连通状态被解除后，该再生口32仍然处于堵塞状态，残压损耗再生回路30的钻孔暂时维持高压状态。此时，在下止点侧进行吸入工序的汽缸孔25f结束吸入工序。
之后，继续汽缸体6的旋转，汽缸孔25a超过上止点而转向吸入工序，汽缸孔25a在即将与阀板吸入口PB1连通时与排放口61连通，汽缸孔25a的内压恢复到大气压，然后，如图6所示，与阀板吸入口PB1连通而开始吸引动作。
另一方面，此时，如图6所示，汽缸孔25f在刚刚脱离了与阀板吸引口PB1的连通状态后呈密闭状态，处于即将通过下止点的位置，并处于吸引动作结束且即将成为汽缸孔25f的残压损耗口33f与残压损耗再生回路30的残压损耗再生口32连通的状态的位置。然后，残压损耗口33f和残压损耗再生口32成为连通状态，通过汽缸孔25a供给压力，在残压损耗再生回路30的钻孔中暂时蓄积的高压状态的工作油使汽缸孔25f的内压升高。具体来说，汽缸孔25的内压升压到阀板喷出口PB2的喷出压力的大致1/3左右。
汽缸体6进一步旋转时，如图7所示，汽缸孔25f通过下止点，汽缸孔25f的残压损耗口33f通过残压损耗再生回路30的残压损耗再生口32，脱离连通状态。在该状态下，汽缸孔25f的内压如上所述，维持喷出压力的大致1/3左右。进而，如图7所示，在刚刚脱离了该残压损耗口33f和残压损耗再生口32的连通状态后，汽缸孔25f的切口槽43f的口和油路40的油路口42成为连通状态，通过油路40的长的通路向汽缸孔25f内供给喷出压力，使汽缸孔25f内的内压升压。具体来说，升压到喷出压力的大致1/3～3/4左右。
之后，汽缸体6进一步旋转时，如图8所示，汽缸孔25f的切口槽43f的口通过油路口42，脱离与油路40的连通状态。紧随其后，汽缸孔25f与自压限流器52连通，向汽缸孔25f内供给喷出压力，使压力升压到喷出压。之后，汽缸孔25f与阀板喷出口PB2连通，开始喷出动作。在该喷出动作开始时，由于汽缸孔25f的内压升压到喷出压力，所以不会产生来自阀板喷出口PB2的逆流，能够抑制脉动。此外，残压损耗再生回路30、油路40及自压限流器52的各连通状态可以交迭。
图8所示的汽缸孔25a～25i的配置与将图5所示的汽缸孔25a～25i的配置逆时针移动1个汽缸孔后的状态相同。因而，对上述汽缸孔25a、25f的处理通过汽缸体6的旋转，对汽缸孔25b、25g重复进行。因此，能够抑制所有的汽缸孔25a～25i在进入喷出动作之际产生的脉动。
此外，如图9所示，也可以在与油路40对应的油路50的阀板喷出口PB2侧及油路口42侧分别设置限流器51、52。通过设置该限流器51、52，能够带来压力传送的相位延迟及时间性缓冲效果，所以能够促进油路50的压力传送的调节及小尺寸化。此外，由于残压损耗再生回路30也由钻孔形成，所以也可以在该残压损耗再生回路30上设置限流器。
进而，如图10所示，也可以在与油路50对应的油路60的长的通路的途中设置具有规定体积的体积块(ボリユ一ム)63。例如，该体积块63设定为20～200cc左右。通过设置该体积块63，能够缩短使汽缸孔的内压升压时的时间。其结果是，在高速旋转时也能够进行汽缸孔内的升压。
在此，参照图11，说明伴随汽缸体6旋转的汽缸孔的下止点以后的孔内压的变化和流入孔的工作油的流速。在图11中，实线表示孔内压的变化，虚线及单点划线表示流入孔的工作油的流速，分别在用箭头表示的方向上设置刻度。旋转角θ为0时，是汽缸孔位于下止点之时。首先，在汽缸孔25与残压损耗再生回路30连通的区域Ea，工作油从残压损耗再生回路30以最大流速40L/min流入孔内，孔内压从0升压到130kg/cm2。然后，在汽缸孔25与油路40连通的区域Eb，工作油从油路40以最大流速20L/min流入孔内，孔内压升压到130～350kg/cm2。然后，在汽缸孔25与自压限流器52连通的区域Ec，孔内压升压到350～400kg/cm2，成为与喷出压力400kg/cm2大致相同的压力。这样，由于逐渐地使孔内压升压，且通过残压损耗再生回路30及油路40在一个方向上使汽缸孔25的内压升压，所以在汽缸孔25进入喷出动作时，能够基本消除来自阀板喷出口PB2侧的逆流，从而能够抑制脉动。
另外，在该实施方式中，如图12所示，能够在较宽的泵转速的范围内防止脉动。即，在图12中，当只利用残压损耗再生回路30抑制脉动时，尽管在泵转速为1000～1500rpm的区域内能够减少脉动，但在泵转速为1500～2000rpm的区域内，随着泵转速的增大，脉动变大。与之相对，在利用了残压损耗再生回路30和油路40的本实施方式中，对于泵转速1000～2000rpm的整个区域，都能够减小脉动。
进而，在本实施方式中，由于利用喷出动作结束了的汽缸孔25内的残压，使接着转向喷出动作的汽缸孔25内的内压升压，所以如图13所示，能够相比以往提高转矩效率。例如，当泵喷出压力为200kg/cm2时，转矩效率相比以往可提高2％左右。此外，在图13中，以往的结构是删除了本实施方式所示的油路40、50、60及残压损耗再生回路30的结构。
在本实施方式中，由于使从吸入动作转向喷出动作的汽缸孔25f的内压按照残压损耗再生回路30→油路40→自压限流器52的顺序，分别排他性地依次升压到喷出压力，所以能够抑制转向喷出动作时喷出压力向汽缸孔内的急速逆流，而且能够在较宽的转速范围内抑制脉动。
此外，在上述实施方式中，虽然使用了残压损耗再生回路30，但也可以不使用残压损耗再生回路30而只使用油路40、50、60。这是因为，只通过1个油路40、50、60即可升压，而且也不会产生逆流。在此，本实施方式中使用的残压损耗再生回路30由于在不同的时刻进行汽缸孔25和残压损耗回收口31的连通以及汽缸孔25和残压损耗再生口32的连通，所以具有压力传送的延迟效果，在这一点上可以看作是具有与油路40、50、60基本同样的效果。因而，也可以代替残压损耗再生回路30而采用具有长的通路的油路，设置多个油路来依次升压。
另外，上述残压损耗再生回路30在残压损耗再生回路30的钻孔中暂时蓄积压力，但也可以采用残压损耗回收口31和残压损耗再生口32同时连通的结构。
此外，虽然对残压损耗再生回路30与残压损耗再生口32连通且油路40与油路口42连通的结构进行了说明，但不限于此，也可以采用残压损耗再生回路30与油路口42连通且油路40与残压损耗再生口32连通的结构。在此，如上所述，残压损耗再生口32及油路口42避免配置在应力高度集中的汽缸孔25的外周侧壁附近。
进而，在本实施方式中虽然使用了自压限流器52，但也可以取代其而采用缺口。
另外，在本实施方式中，阀板吸入口PB1的半径方向的宽度和汽缸孔25的半径方向的宽度设定成基本相同，阀板喷出口PB2的半径方向的宽度设定成比汽缸孔25的半径方向的宽度窄。由此，能够保持吸入和喷出的液压平衡。
再有，在上述实施方式中，以液压泵为一个例子进行了说明，但不限于此，也可以应用于液压马达。应用于液压马达时，高压侧与液压泵的喷出侧对应，低压侧与液压泵的吸入侧对应。

Claims (10)

1.一种液压泵/马达，其为轴向型液压泵/马达，其中，围绕旋转轴形成有多个汽缸孔的汽缸体相对于具有高压侧口和低压侧口的阀板滑动，通过斜板的倾斜控制各汽缸孔内的活塞往复移动的量，其特征在于，
设有油路，该油路在所述汽缸孔脱离了与低压侧口的连通状态后到该汽缸孔与所述高压侧口连通为止的期间使所述高压侧口与该汽缸孔暂时连通，
所述油路具有的长度能够在连通时将所述汽缸孔侧的油路内的高压向所述汽缸孔内传递，并且在非连通时使所述汽缸孔侧的油路内的压力在与下一汽缸孔连通之前恢复到所述高压侧口侧的压力。
2.根据权利要求1所述的液压泵/马达，其特征在于，
设有自压限流器，该自压限流器与所述高压侧口连通，并在所述汽缸孔通过的位置处使各汽缸孔与所述高压侧口连通。
3.根据权利要求1所述的液压泵/马达，其特征在于，
具有残压损耗再生回路，在所述汽缸孔脱离了与低压侧口的连通状态后到所述油路连通期间，该残压损耗再生回路将脱离了与所述高压侧口的连通状态的上止点侧汽缸孔内的压力向脱离了与所述低压侧口的连通状态的下止点侧汽缸孔传递。
4.根据权利要求3所述的液压泵/马达，其特征在于，
所述残压损耗再生回路具有设于所述上止点侧阀板侧的残压损耗回收口、设于所述下止点侧阀板侧的残压损耗再生口以及将所述残压损耗回收口和所述残压损耗再生口之间连通的连通孔，
所述残压损耗再生口设置在所述残压损耗回收口和所述连通孔的暂时连通结束后与所述连通孔暂时连通的位置。
5.根据权利要求3所述的液压泵/马达，其特征在于，
在所述油路及/或所述残压损耗再生回路上设有限流器。
6.根据权利要求1所述的液压泵/马达，其特征在于，
所述油路内具有对压力进行缓冲的体积块。
7.根据权利要求1所述的液压泵/马达，其特征在于，
所述油路设在保持所述阀板的端盖内。
8.根据权利要求3所述的液压泵/马达，其特征在于，
所述油路及/或所述残压损耗再生回路的所述汽缸孔侧开口，是在所述汽缸孔的滑动区域外的除该汽缸孔的外周侧附近以外的附近设置的切口槽及/或斜钻孔。
9.根据权利要求1所述的液压泵/马达，其特征在于，
设有多个所述油路，各油路随着所述汽缸体的旋转依次进行各油路的连通。
10.一种液压泵/马达的脉动防止方法，是在围绕旋转轴形成有多个汽缸孔的汽缸体相对于具有高压侧口和低压侧口的阀板滑动，且通过斜板的倾斜控制各汽缸孔内的活塞往复移动的量的轴向型液压泵/马达中，使从低压侧转向高压侧的汽缸孔内压升压，其特征在于，包括：
在所述汽缸孔解除了与低压侧口的连通状态后，将解除了与所述高压侧口的连通状态的上止点侧汽缸孔内的高压向解除了与所述低压侧口的连通状态的下止点侧汽缸孔传递的第一升压步骤；
在所述第一升压步骤后，通过使所述高压侧口和该汽缸孔内暂时连通的油路，将所述高压侧口的高压向所述下止点侧汽缸孔传递的第二升压步骤；
在所述第二升压步骤后到所述下止点侧汽缸孔与高压侧口连通期间，将该下止点侧汽缸孔和所述高压侧口之间连通而将所述高压侧口的高压向所述下止点侧汽缸孔传递的第三升压步骤。
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