CN102985691B - 液压泵·马达 - Google Patents

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Abstract

本发明提供一种轴向型的液压泵，围绕旋转轴而形成有多个工作缸膛的工作缸体(6)相对于具有高压侧口和低压侧口的阀片(7)滑动，通过斜板的倾斜来控制各工作缸膛内的活塞的往复运动的量，具备：作为将上止点侧连通口(31)与下止点侧连通口(32)之间连通的管路的残压再生回路(30)；对应于工作缸体(6)的各工作缸膛而设置，伴随着工作缸体(6)的旋转，将各工作缸膛的工作缸口(26-1～26-8)与上止点侧连通口(31)及下止点侧连通口(32)连通的连通孔(41-1～41-8)，下止点侧连通口(32)在下止点侧以比将上止点侧连通口(31)的位置与旋转轴中心(C)连结的线向工作缸体(6)的旋转进展方向侧具有角度差(Δθ)的方式设置，从而降低由残压再生回路(30)所引起的喷出波动的产生。

Description

液压泵·马达
技术领域
本发明涉及一种能够抑制从低压工序向高压工序转移之际及/或从高压工序向低压工序转移之际产生的波动的轴向型的液压泵·马达(液压泵或者液压马达)。
背景技术
一直以来，在建筑机械等当中，大多采用的是通过发动机驱动的轴向型的液压活塞泵或通过高压的工作油驱动的轴向型的液压活塞马达。
例如，轴向型的液压活塞泵具有：以与旋转自如地设置在壳体内的旋转轴一体旋转的方式设置，形成有沿着周向分离并沿着轴向伸长的多个工作缸的工作缸体；能够滑动地插嵌在该工作缸体的各工作缸内，伴随着该工作缸体的旋转而向轴向移动并吸入·喷出工作油的多个活塞；设置在壳体与工作缸体端面之间，形成有与各工作缸连通的吸入口和喷出口的阀片。并且，该液压泵在驱动轴驱动旋转时，在壳体内，工作缸体与工作轴一起旋转，在工作缸体的各工作缸中活塞往复运动，将从吸入口被吸入工作缸内的工作油通过活塞进行加压，并作为高压的工作油向喷出口喷出。
在此，在各工作缸的工作缸口与阀片的吸入口连通时，活塞从吸入口的始端沿着从工作缸突出的方向移动到终端，进行从吸入口向工作缸内吸入工作油的吸入工序。另一方面，在各工作缸的工作缸口与喷出口连通时，活塞从喷出口的始端沿着进入工作缸内的方向移动到终端，进行将工作缸内的工作油向喷出口内喷出的喷出工序。并且，通过以反复吸入工序及喷出工序的方式使工作缸体旋转，由此将在吸入工序中从吸入口吸入工作缸内的工作油在喷出工序中进行加压并向喷出口喷出。
【在先技术文献】
【专利文献】
专利文献1：日本特开平9-317627号公报
专利文献2：日本特开昭47-18005号公报
发明内容
【发明要解决的课题】
但是，在上述的现有技术的液压泵等中，在吸入工序中经由阀片的吸入口而吸入了工作油的工作缸膛内成为低压，在各工作缸的工作缸口与喷出口连通时，该喷出口内的成为了高压的压油经由工作缸口向低压的工作缸膛内急剧地流入，从而产生较大的压力变动，由于该压力变动而产生波动，其结果是，产生了振动或噪音。
由此，在现有技术的液压泵中，设有将上止点侧困油区域和下止点侧困油区域连通的油路，该上止点侧困油区域为，在从工作缸口与喷出口的连通断开后到工作缸口与吸入口连通为止的期间，将工作缸膛内的油封闭困入在其与阀片之间，该下止点侧困油区域为，在从工作缸口与吸入口的连通断开后到工作缸口与喷出口连通为止的期间，将工作缸膛内的油封闭困入在其与阀片之间，从而抑制上述的波动的产生，另外，再次利用上止点侧困油区域的工作缸膛的残压来实现效率的提高(参考专利文献1、2)。
但是，上述的现有技术的油路(残压再生回路)仅仅是将上止点侧困油区域的工作缸膛和下止点侧困油区域的工作缸膛简单地连通或者简单地蓄压的油路，因此，在残压再生回路内会产生工作油的压力往复运动多次的谐振状态即喷出波动，其结果是，存在由于该残压再生回路而产生振动或噪音这样的问题点。
本发明就是鉴于上述的情况而作出的，其目的在于，提供一种能够降低由残压再生回路所引起的喷出波动的产生的液压泵·马达。
【用于解决课题的手段】
为了解决上述的课题而实现目的，本发明所涉及的液压泵·马达为轴向型的液压泵·马达，围绕旋转轴而形成有多个工作缸膛的工作缸体相对于具有高压侧口和低压侧口的阀片滑动，通过斜板的倾斜来控制各工作缸膛内的活塞的往复运动的量，所述液压泵·马达的特征在于，具备：连通孔，其形成在所述工作缸体上，并从所述工作缸膛朝向所述阀片；上止点侧连通口，其形成在所述阀片上，在上止点侧形成于作为阀片吸入口的端部与阀片喷出口的端部之间的区域的上止点侧困油区域中；下止点侧连通口，其形成在所述阀片上，在下止点侧形成于作为阀片吸入口的端部与阀片喷出口的端部之间的区域的下止点侧困油区域中；残压再生回路，其将所述上止点侧连通口与所述下止点侧连通口连接，所述下止点侧连通口在下止点侧以比将所述上止点侧连通口的位置与所述旋转轴中心连结的线向所述工作缸体的旋转进展方向侧具有规定角度差的方式设置。
另外，该发明所涉及的液压泵·马达在上述的发明的基础上，其特征在于，所述上止点侧连通口设置于在所述活塞成为上止点附近的时机下与所述连通孔连通的位置处。
另外，该发明所涉及的液压泵·马达在上述的发明的基础上，其特征在于，所述下止点侧连通口设置于在所述活塞成为下止点附近的时机下与所述连通孔连通的位置处。
另外，该发明所涉及的液压泵·马达在上述的发明的基础上，其特征在于，所述上止点侧连通口与所述下止点侧连通口配置为同心圆状，且这些同心圆的半径不同。
另外，该发明所涉及的液压泵·马达在上述的发明的基础上，其特征在于，所述规定角度差为与通过将所述残压再生回路长度除以喷出波动传播速度而得到的时间对应的角度差。
【发明效果】
根据本发明，下止点侧连通口在下止点侧以比将所述上止点侧连通口的位置与所述旋转轴中心连结的线向所述工作缸体的旋转进展方向侧具有规定角度差、例如与通过将残压再生回路长度除以喷出波动传播速度而得到的时间对应的角度差的方式设置，因此，通过残压再生回路而将上止点侧的液压能量向下止点侧供给，故使液压能量的效率提高是自不待言的，还能够降低由残压再生回路所引起的喷出波动的产生。
附图说明
图1是表示本发明的实施方式1所涉及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是图1所示的液压泵的B-B线剖视图。
图4是表示在现有技术及本实施方式1中的残压再生回路中所产生的喷出波动的时间变化的图。
图5是表示在现有技术及本实施方式1中的残压再生回路中所产生的喷出波动的波谱的图。
图6是表示本发明的实施方式2所涉及的液压泵中的残压再生回路的结构的图。
图7是表示在本发明的实施方式1中设为奇数活塞时的液压泵中的残压再生回路的结构的B-B线剖视图。
具体实施方式
以下，参考附图，关于作为用于实施本发明的方式的液压泵·马达进行说明。
图1是表示本发明的实施方式所涉及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所示的液压泵为如下的可变容量型的液压泵：将向轴1传递的发动机旋转和转矩转换为液压，将从吸入口P1吸入的油作为高压的工作油从喷出口P2喷出，并通过使斜板3的倾斜角a变化，从而能够使来自泵的工作油的喷出量可变。
以下，将沿着轴1的轴的轴作为X轴，将沿着斜板3的倾斜轴的轴作为Z轴、将与X轴、Z轴正交的轴作为Y轴。另外，将从轴1的输入侧端部朝向相反侧端部的方向作为X方向。
该液压泵具有：经由轴承9a、9b而旋转自如地轴支承在壳体2及端盖8上的轴1；经由花键结构11而与该轴1连结，在壳体2及端盖8内与轴1一体旋转驱动的工作缸体6；斜板3。工作缸体6设有以轴1的轴为中心沿着周向等间隔且与轴1的轴平行配置的多个活塞工作缸(工作缸膛25)。在多个工作缸膛25内插入有能够与轴1的轴平行地往复运动的活塞5。
在从各工作缸膛25突出的各活塞5的前端设有球面状的凹球。在球面状的凹部中嵌合制动蹄4的球面状的凸部，各活塞5与各制动蹄4形成球面轴承。需要说明的是，活塞5的球面状的凹部被压紧，从而防止与制动蹄4的分离。
斜板3设置在壳体2的侧壁与工作缸体6之间，且在面对工作缸体6的一侧具有平坦的滑动面S。各制动蹄4伴随着与轴1的旋转连动的工作缸体6的转动，在被向该滑动面S上按压的同时呈圆状或者椭圆状地滑动。围绕轴1的轴而设有：由设于工作缸体6的X方向侧内周的环14支承的弹簧15；由该弹簧15推压的可动环16及滚针17；与滚针17抵接的环状的按压构件18。在该按压构件18的作用下，制动蹄4被向滑动面S按压。
在壳体2的侧壁上，面临斜板3侧而突出的半球状的两个轴承20、21设置在夹着轴1的轴心而对称的位置。另一方面，在斜板3的壳体2的侧壁侧的与轴承20、21的配置位置对应的部分形成有两个凹球，通过轴承20、21与斜板3的两个凹球抵接而形成斜板3的轴承。该轴承20、21在Z轴方向上配置。
如图2所示，斜板3以将轴承20、21连结的线为轴(与Z轴平行的轴)而在与X-Y平面垂直的面内倾斜。该斜板3的斜率由从壳体2的侧壁侧对斜板3的一端沿着X方向按压且同时往复运动的活塞10来确定。在该活塞10的往复运动的作用下，斜板3以轴承20、21为支点而倾斜。由于该斜板3的倾斜，滑动面S也倾斜，伴随着轴1的旋转而工作缸体6旋转，例如如图2所示，在自X-Z平面的倾斜角为a时，当工作缸体沿着X方向观察而逆时针旋转时，各制动蹄4在滑动面S上呈圆状或者椭圆状地滑动，伴随于此，各工作缸膛25内的活塞5进行往复运动。在活塞5向斜板3侧移动时，经由阀片7而从吸入口P1向工作缸膛25内吸引油，在活塞5向阀片7侧移动时，工作缸膛25内的油经由阀片7而从喷出口P2作为高压的工作油喷出。并且，通过对该斜板3的斜率进行调整，由此能够对从喷出口P2喷出的工作油的容量进行可变控制。
在此，固定在端盖8侧的阀片7和旋转的工作缸体6经由滑动面Sa而接触。阀片7的滑动面Sa侧的端面与工作缸体6的滑动面Sa侧的端面通过工作缸体6的旋转而相互滑动。
如图3所示，阀片7具有：与吸入口P1连通的阀片吸入口PB1；与喷出口P2连通的阀片喷出口PB2。阀片吸入口PB1与阀片喷出口PB2设置在同一圆弧上，且呈沿着周向延伸的茧形形状。另一方面，在工作缸体6的滑动面Sa侧，各活塞5所往复运动的八个工作缸膛25的口(工作缸口26(26-1～26-8))在配置有阀片吸入口PB1及阀片喷出口PB2的同一圆弧上以等间隔的方式呈茧形形状地设置。
在此，在图3中，当工作缸体6沿着-X方向观察顺时针旋转时，在图3中，在纸面上侧的阀片喷出口PB2侧进行喷出工序，在纸面下侧的阀片吸入口PB1侧进行吸入工序。因而，在这种情况下，图3的纸面右端侧从喷出工序切换为吸入工序，成为在工作缸膛25内活塞5向滑动面Sa侧最进入的上止点，图3的纸面左端侧从吸入工序切换为喷出工序，成为在工作缸膛25内活塞5从滑动面Sa侧最离开的下止点。在工作缸口26通过上止点的情况下，工作缸膛25从高压状态向低压状态瞬时地转移，在工作缸口26通过下止点的情况下，工作缸膛25从低压状态瞬时地向高压状态转移。另外，在上止点附近，工作缸口26与阀片喷出口PB2和阀片吸入口PB1中的任一者均不连通，而形成有工作缸膛25内的工作油被工作缸膛25和阀片7封闭困入的上止点侧困油区域E1。进而，在下止点附近，工作缸口26与阀片喷出口PB2和阀片吸入口PB1中的任一者均不连通，而形成有工作缸膛25内的工作油被工作缸膛25和阀片7封闭困入的下止点侧困油区域E2。
如图3所示，在阀片7侧设有将上止点侧困油区域E1内的工作缸口26和下止点侧困油区域E2内的工作缸口26之间连通的残压再生回路30。在残压再生回路30的上止点侧困油区域E1的阀片7形成有上止点侧连通口31。另外，在残压再生回路30的下止点侧困油区域E2的阀片7形成有下止点侧连通口32。上止点侧连通口31与下止点侧连通口32形成在工作缸口26-1～26-8所通过的圆周上之外、此处形成在外周侧。另外，残压再生回路30由形成在端盖8内的钻孔来实现，其两端与上止点侧连通口31及下止点侧连通口32相通。需要说明的是，上止点侧连通口31和下止点侧连通口32设置在阀片7的同一圆周上。
另一方面，如图3所示，在工作缸体6中，伴随着工作缸体6的旋转而与上止点侧连通口31及下止点侧连通口32连通的连通孔41(41-1～41-8)对应于各工作缸口26-1～26-8设置。
在图3中，示出了在上止点侧困油区域E1内工作缸口26-1即将与上止点侧连通口31连通之前的状态。并且，在工作缸口26-1的中心位于上止点时，连通孔41-1与上止点侧连通口31完全地连通。另一方面，在下止点侧困油区域E2内工作缸口26-5的中心位于下止点时，连通孔41-5与下止点侧连通口32完全地连通。
在此，从连通孔41-1即将通过上止点之前到即将与上止点侧连通口31连通之前的位置为止的角度θ1比从连通孔41-5即将通过下止点之前到即将与下止点侧连通口32连通之前的位置为止的角度θ2小。并且，角度θ2与角度θ1的角度差Δθ可以同从连通孔41-1与上止点侧连通口31连通之后到连通孔41-5与下止点侧连通口32连通为止的时间差Δt对应地求出。该时间差Δt在将残压再生回路30的管路长设为L(m)、将工作油的波动传播速度设为V(m/sec)时，通过
Δt＝L/V
来求出，例如，在L＝0.3m、V＝1300m/sec时，成为
Δt＝2.3×10^(-4)。
利用该时间差Δt，将液压泵的额定转速R设为2000rpm而求出角度差Δθ时，
Δθ＝(R/60)×360°×Δt
＝(2000/60)×360°×(2.3×10^(-4))
＝2.76°。
该Δθ成为从上止点侧连通口31喷出工作油，且该喷出的工作油开始到达下止点侧连通口32侧的时机的角度。即，通过设为该角度差Δθ，在残压再生回路30内，压力变动不会谐振，而降低喷出波动。需要说明的是，残压再生回路30将工作缸膛内成为高压状态的上止点侧的液压能量向成为低压状态的下止点侧的工作缸膛内供给，故能够实现液压能量的效率化。
需要说明的是，上止点侧连通口31及下止点侧连通口32无需设置在上止点侧困油区域E1及下止点侧困油区域E2内，而在工作缸口26存在于上止点侧困油区域E1及下止点侧困油区域E2内时，设置在能够与该工作缸口26连通的位置即可。即，在图3中，朝向工作缸口26的旋转方向地在前方外周侧设有连通孔41，但也可以使连通孔41朝向工作缸口26的旋转方向地设置在后方外周侧。在这种情况下，上止点侧连通孔31从上止点设置到阀片喷出口PB2侧。其中，如上所述，下止点侧连通口32设置在滞后角度差Δθ量的位置处，以使上止点侧连通口31与上止点侧困油区域E1的工作缸口26的连通孔41连通之后，与下止点侧困油区域E2的工作缸口26的连通孔41连通。
另外，在这样的上止点侧连通孔31与下止点侧连通孔32的位置关系中，下止点侧连通口32在下止点侧以具有角度差Δθ的方式设置在比通过上止点侧连通口31的位置与旋转轴中心C的半径上更靠工作缸体6的旋转进展方向的区域中。
在此，图4是表示现有技术及本实施方式1中的残压再生回路中所产生的喷出波动的时间变化的图。需要说明的是，图4是基于AMSEim的模型解析模拟结果。如图4(a)所示，在现有技术的残压再生回路的情况下，例如区域EA所示，产生进行3～4次往复运动的喷出波动传播，且该振幅值也大。与其相对，如图4(b)所示，在本实施方式1的残压再生回路30的情况下，仅仅产生从上止点侧向下止点侧的1次波动传播，且其振幅值也变得非常小。
另外，图5是表示现有技术及本实施方式1中的残压再生回路30中所产生的喷出波动的波谱的图。需要说明的是，图5是基于AMSEim的模型解析模拟结果。如图5(a)所示，在现有技术的残压再生回路的情况下，在低频率侧发生了具有较大振幅值的波谱。与其相对，在本实施方式1的残压再生回路30中，如图5(b)所示，在低频率侧也不发生具有较大振幅值的波谱，在频率整个区域中呈现较低的振幅值，喷出波动得以降低。
需要说明的是，如图3所示，在阀片7中，在工作缸口26所通过的圆周上且工作缸口26即将与阀片喷出口PB2连通之前的下止点困油区域E2内设有将阀片喷出口PB2与工作缸口26(工作缸膛25)连通的小径的连通孔51。通过该连通孔51，在从吸入工序向喷出工序转移之际，在即将该转移之前时使工作缸膛25内的压力上升，减少转移时的急剧的压力上升，从而抑制振动或噪音的发生。需要说明的是，连通孔51的中心轴从阀片喷出口PB2的内周侧侧面下部到工作缸口26侧向外周方向倾斜，并且向工作缸口101的旋转方向相反方向倾斜。
进而，在阀片7中，在工作缸口26所通过的圆周上且工作缸口26即将与阀片吸入口PB1连通之前的上止点困油区域E1内，在将形成在阀片7与壳体2之间的大致常压的空间与工作缸口26(工作缸膛25)连通的位置处设有排出口61。该排出口61通过钻孔62，从阀片7的滑动面Sa侧向阀片7与壳体2的空间连通。通过该排出口61，可减小从喷出工序向吸入工序转移的工作缸膛25内的压力。
(实施方式2)
接着，关于本发明的实施方式2进行说明。在该实施方式2中，如图6所示，代替下止点侧连通口32，设有下止点侧连通口33，该下止点侧连通口33设置在工作缸口26-1～26-8所滑动的圆周的内周侧。并且，与该下止点侧连通口33连通的连通孔42-1～42-8形成在各工作缸口26-1～26-8。另外，残压再生回路30的两端与上止点侧连通口31和下止点侧连通口33连接。各工作缸口26-1～26-8除了连通孔41-1～41-8以外，还需要设置连通孔42-1～42-8。
即，也可以为，并不如实施方式1那样，与各连通孔41-1～41-8对应地分别设置上止点侧连通口31及下止点侧连通口32，而是相对于连通孔41-1～41-8设置上止点侧连通口31，相对于连通孔42-1～42-8设置下止点侧连通口33。即，在图3中，上止点侧连通口31与下止点侧连通口32分别配置为同心圆状，且以这些同心圆的半径相同的方式配置。在图6中，上止点侧连通口31设置在工作缸口26-1～26-8所滑动的圆周的外周侧的同心圆上，下止点侧连通口33设置在工作缸口26-1～26-8所滑动的圆周的内周侧的同心圆上。其中，与实施方式1同样地，下止点侧连通口33的位置需要配置为与上止点侧连通口31的位置相比滞后角度差Δθ。通过形成为这样的结构，在该实施方式2中，能够获得与实施方式1同样的作用效果。
需要说明的是，在上述的实施方式1、2中，均是以八个工作缸膛25、即偶数活塞的液压马达为前提进行了说明。在该实施方式1、2中，通过设为偶数活塞，在工作缸体6的旋转时，容易较多地获取在上止点侧困油区域E1和下止点侧困油区域E2这双方同时存在工作缸口26的时间，因此，具有了角度差Δθ的上止点侧连通口31及下止点侧连通口32、33的形成变得容易。不过，即便在为奇数活塞的液压马达的情况下，在上止点侧困油区域E1及下止点侧困油区域E2沿着周向较宽时或奇数活塞数较多时，与偶数活塞的液压马达同样地，也能够适用本实施方式1、2。
例如，如图7所示，对于具有九个工作缸膛的工作缸体106也能够适用。在该工作缸体106中形成有与九个活塞对应的九个工作缸口126-1～126-9和连通孔141-1～141-9。并且，与残压再生回路30对应的残压再生回路130的端部与上止点侧连通口131和下止点侧连通口132相通。在此，自从上止点侧连通口131喷出工作油的角度到成为该喷出了的工作油经由残压再生回路130而开始到达下止点侧连通口132侧的时机的角度为止的工作缸体106的旋转的角度差Δθ与实施方式1同样地，成为2.76°。但是，在工作缸体106中形成有作为奇数的九个工作缸膛，因此，阀片107上的上止点侧连通口131和下止点侧连通口132以相对于旋转轴中心C错开所邻接的工作缸膛间的角度差的一半、此处为20°(360°/9/2)的角度差量的方式配置。例如，如图7所示，下止点侧连通口132在下止点侧，例如同将工作缸口141-1的连通孔141-1与上止点侧连通口131连通的时刻的位置和旋转轴中心C连结的线相比，向工作缸体106的旋转进展方向侧具有角度差Δθ′(＝Δθ+20°)。换而言之，在向上止点侧连通口131喷出工作油的时刻的位置到上止点为止为角度θ1的情况下，下止点侧连通口132的位置成为从上止点向旋转进展方向具有(20°-θ1+2.76°)的角度的位置。
进而，在上述的实施方式1、2中，以仅仅产生1次(单向)的波动传播的方式设定角度差Δθ，不过，以不产生一次以上的往复运动的波动的方式设为角度差Δθ，与现有技术相比也能够降低喷出波动。通过设为这样的角度差Δθ，其结果是，能够使残压再生回路30的管路长构成得较短。
另外，在该实施方式1、2中，阀片吸入口PB1的半径方向的宽度和工作缸口26的半径方向的宽度设定为大致相同，阀片喷出口PB2的半径方向的宽度设定得比工作缸口26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。
进而，在上述的实施方式1、2中，以液压泵为一例进行了说明，但并不局限于此，也能够适用于液压马达中。在液压马达的情况下，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。
另外，在上述的实施方式中，示出了斜板式的液压泵·马达的一例，但并不局限于此，也可以适用于斜轴式的液压泵·马达中。
【附图符号说明】
1 轴
2 壳体
3 斜板
4 制动蹄
5、10 活塞
5a 锥面
6、106 工作缸体
7、107 阀片
8 端盖
9a、9b 轴承
11 花键结构
14 环
15 弹簧
16 可动环
17 滚针
18 按压构件
20、21 轴承
25 工作缸膛
26、26-1～26-8、126-1～126-9 工作缸口
30、130 残压再生回路
31、131 上止点侧连通口
32、33、132 下止点侧连通口
41-1～41-8、42-1～42-8、51、141-1～141-9 连通孔
61 排出口
62 钻孔
P1 吸入口
P2 喷出口
PB1 阀片吸入口
PB2 阀片喷出口
S、Sa 滑动面
E1、E2 困油区域

Claims (5)

1.一种液压泵·马达，其为轴向型的液压泵·马达，围绕旋转轴而形成有多个工作缸膛的工作缸体相对于具有高压侧口和低压侧口的阀片滑动，通过斜板的倾斜来控制各工作缸膛内的活塞的往复运动的量，
所述液压泵·马达的特征在于，具备：
连通孔，其形成在所述工作缸体上，并从所述工作缸膛朝向所述阀片；
上止点侧连通口，其形成在所述阀片上，在上止点侧形成于作为阀片吸入口的端部与阀片喷出口的端部之间的区域的上止点侧困油区域中；
下止点侧连通口，其形成在所述阀片上，在下止点侧形成于作为阀片吸入口的端部与阀片喷出口的端部之间的区域的下止点侧困油区域中；
残压再生回路，其将所述上止点侧连通口与所述下止点侧连通口连接，
所述下止点侧连通口在下止点侧以比将所述上止点侧连通口的位置与所述旋转轴中心连结的线向所述工作缸体的旋转进展方向侧具有规定角度差的方式设置。
2.如权利要求1所述的液压泵·马达，其特征在于，
所述上止点侧连通口设置于在所述活塞成为上止点附近的时机下与所述连通孔连通的位置处。
3.如权利要求1或2所述的液压泵·马达，其特征在于，
所述下止点侧连通口设置于在所述活塞成为下止点附近的时机下与所述连通孔连通的位置处。
4.如权利要求1或2所述的液压泵·马达，其特征在于，
所述上止点侧连通口与所述下止点侧连通口配置为同心圆状，且这些同心圆的半径不同。
5.如权利要求1或2所述的液压泵·马达，其特征在于，
所述规定角度差为与通过将所述残压再生回路长度除以喷出波动传播速度而得到的时间对应的角度差。
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