JP2015218618A - アキシャルピストン式油圧ポンプ - Google Patents

Abstract

【課題】 油圧ポンプの駆動時における圧力脈動の発生を抑え、騒音および振動を低減することができるようにする。【解決手段】 一対の切換ランド１２Ｃ，１２Ｄのうち一方の切換ランド１２Ｃには、吐出行程の最後でシリンダ６内に残った油液の圧力を当該シリンダ６の外部に排出するための排出穴１３を設け、他方の切換ランド１２Ｄには、吸入行程を終えて吸入ポート１２Ａから遮断されたシリンダ６のシリンダポート６Ａと連通する位置に当該シリンダ６に予圧を導入するための予圧導入穴１４を設ける。吐出ポート１２Ｂと予圧導入穴１４との間には圧力バランス装置１５を設けている。排出穴１３と予圧導入穴１４との間には、排出穴１３側の圧力が予圧導入穴１４側の圧力よりも低いときに両者間を遮断するチェック弁１９を設けている。【選択図】 図２

Description

本発明は、例えば油圧ショベル等の建設機械に設けられ、タンクと共に油圧源を構成するアキシャルピストン式油圧ポンプに関する。

一般に、アキシャルピストン式（斜板式，斜軸式）油圧ポンプは、油圧ショベルに代表される建設機械の油圧源をタンクと共に構成し、吸入ポート側からシリンダブロックの各シリンダ内に吸込んだ油液を吐出ポート側から圧油として吐出するものである。この種のアキシャルピストン式油圧ポンプによると、シリンダブロックの各シリンダ内には、それぞれピストンが摺動可能に挿嵌され、該各ピストンは、シリンダブロックの回転に伴って夫々のシリンダ内を往復動し、吸入行程と吐出行程とを繰返す（例えば、特許文献１参照）。

特許第４６４６９７２号公報

ところで、従来技術による油圧ポンプは、バランスピストンを設けることにより各シリンダが吐出ポートに連通し始めるときの圧力脈動を抑えるようにしている。しかし、バランスピストンが変位すると、変位分だけ吐出ポート内の油液量が増減するため、油圧ポンプの吐出流量に変化をもたらし、圧力脈動が残る虞れがある。また、予圧縮を少なくして、シリンダ内の圧力が上昇しきる前に吐出ポートに連通してしまうと、吐出ポートからシリンダ内へと圧油が逆流する虞れがあり、これによって圧力脈動が発生するという問題がある。

本発明は上述した従来技術の問題に鑑みなされたもので、本発明の目的は、圧力脈動の発生を抑え、騒音および振動を低減することができるようにしたアキシャルピストン式油圧ポンプを提供することにある。

上述した課題を解決するために、本発明は、筒状のケーシングと、該ケーシングに回転可能に設けられた回転軸と、該回転軸と一体に回転するように前記ケーシング内に設けられ周方向に離間して軸方向に延びる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挿嵌された複数のピストンと、前記シリンダブロックとケーシングとの間に位置して前記ケーシングに設けられ前記各シリンダと間欠的に連通する吸入ポートと吐出ポートとが一対の切換ランドを挟んで形成された弁板とからなるアキシャルピストン式油圧ポンプに適用される。

そして、請求項１の発明が採用する構成の特徴は、前記弁板に形成した前記一対の切換ランドのうち前記各ピストンが吐出行程から吸入行程に切換わる位置にある一方の切換ランドには、前記吐出行程の最後で前記シリンダ内に残った油液の圧力を当該シリンダの外部に排出するための排出穴を設け、前記一対の切換ランドのうち前記各ピストンが吸入行程から吐出行程に切換わる位置にある他方の切換ランドには、前記吸入行程を終えて前記吸入ポートから遮断された前記シリンダと連通する位置に当該シリンダに予圧を導入するための予圧導入穴を設け、該予圧導入穴と前記吐出ポートとの間には、両者間の圧力バランスをとるように内部を摺動変位するフリーピストンを有し、該フリーピストンにより前記予圧導入穴に連通する第１油室と前記吐出ポートに連通する第２油室とが内部に画成された圧力バランス装置を設け、前記排出穴と前記予圧導入穴との間には、前記排出穴側の圧力が前記予圧導入穴側の圧力以上のときに両者間を連通して前記排出穴からの圧力が前記予圧導入穴に導かれるのを許し、前記排出穴側の圧力が前記予圧導入穴側の圧力よりも低いときには両者間を遮断する弁装置を設ける構成としたことにある。

請求項２の発明によると、前記圧力バランス装置は、前記フリーピストンが摺動可能に挿嵌されるバランスシリンダを備え、該バランスシリンダ内には、前記フリーピストンの軸方向両側に前記第１油室と第２油室が形成され、前記フリーピストンは、前記第１油室と第２油室との圧力差に従って前記バランスシリンダ内を軸方向に摺動変位する構成としている。

請求項３の発明によると、前記圧力バランス装置の第１油室と前記予圧導入穴との間、または前記圧力バランス装置の第２油室と前記弁板の吐出ポートとの間、のいずれか一方には、前記フリーピストンの変位速度を遅くするための絞りを設ける構成としている。

上述の如く、請求項１の発明によれば、吐出行程の最後でシリンダブロックの各シリンダ内に残った圧力を、一方の切換ランドに設けた排出穴から弁装置を介して他方の切換ランド側の予圧導入穴に導くことにより、他方の切換ランド側では、吸入行程を終えて吸入ポートから遮断され吐出ポートに連通する前のシリンダ内へと予圧を導入することができる。また、圧力バランス装置は、吐出ポートに連通する第２油室側でフリーピストンが吐出ポートの圧力（油圧アクチュエータ側の負荷圧に応じて変化する吐出圧としてのシステム圧）を受圧するので、第１油室に連通する予圧導入穴側の圧力を前記システム圧に応じて増減することができ、これを予圧として吐出ポートに連通する前のシリンダ内に供給することができる。

このように、各ピストンが吸入行程から吐出行程に切換わる位置にある他方の切換ランドに設けた予圧導入穴には、前記排出穴および／または圧力バランス装置からの圧力を予圧として供給することにより、吸入行程を終えて吸入ポートから遮断され吐出ポートに連通する前のシリンダが予圧導入穴に連通したときに、当該シリンダ内の圧力を吸入ポートの圧力（吸込圧）よりも十分に高い圧力とすることができる。このため、シリンダ内の圧力が吐出ポート内の吐出圧（即ち、システム圧）まで昇圧するために必要な流量（吐出ポートからシリンダ内へ逆流する圧油の流量）を減らし、逆流の発生を抑えることができる。また、システム圧が低圧のときには、圧力バランス装置のフリーピストンを第２油室側に変位させることによってシリンダ内の圧力が過昇圧されるのを抑えることができ、サージ流量の発生を抑え、油圧ポンプの圧力脈動を低減することができる。

また、請求項２の発明は、圧力バランス装置を、バランスシリンダとフリーピストンを含んだ構成とすることができ、前記フリーピストンの軸方向両側に形成した第１油室と第２油室との圧力差に従って、フリーピストンをバランスシリンダ内で軸方向に摺動変位させ、前記第１油室に連通する予圧導入穴側の圧力を吐出ポートの圧力（システム圧）に応じて増減することができる。

請求項３の発明は、圧力バランス装置の第１油室と予圧導入穴との間、または圧力バランス装置の第２油室と弁板の吐出ポートとの間のいずれか一方に設けた絞りにより、フリーピストンの変位速度を遅くすることができ、吐出ポートから圧力バランス装置の第２油室に向けて流れる圧油による脈動の発生を低減することができる。

本発明の第１の実施の形態による斜板式油圧ポンプを示す縦断面図である。 図１中の弁板に設けた吸入ポート、吐出ポート、排出穴および予圧導入穴と圧力バランス装置、チェック弁との接続関係を示す回路構成図である。 吐出ポートがシステム圧により低圧となった状態での吸入ポート、吐出ポートに対する各シリンダポートの位置関係とバランスピストンのストローク位置を時系列（ａ）〜（ｅ）として示す動作説明図である。 吐出ポートがシステム圧により低圧となった状態でのバランスピストンのストローク特性、予圧導入穴の圧力特性および排出穴の圧力特性を示す特性線図である。 吐出ポートがシステム圧により中間圧となった状態での吸入ポート、吐出ポートに対する各シリンダポートの位置関係とバランスピストンのストローク位置を時系列（ａ）〜（ｅ）として示す動作説明図である。 吐出ポートがシステム圧により中間圧となった状態でのバランスピストンのストローク特性、予圧導入穴の圧力特性および排出穴の圧力特性を示す特性線図である。 吐出ポートがシステム圧により高圧となった状態での吸入ポート、吐出ポートに対する各シリンダポートの位置関係とバランスピストンのストローク位置を時系列（ａ）〜（ｅ）として示す動作説明図である。 吐出ポートがシステム圧により高圧となった状態でのバランスピストンのストローク特性、予圧導入穴の圧力特性および排出穴の圧力特性を示す特性線図である。 第２の実施の形態による絞りが設けられた圧力バランス装置等の接続関係を示す回路構成図である。 第３の実施の形態による絞りが設けられた圧力バランス装置等の接続関係を示す回路構成図である。

以下、本発明の実施の形態によるアキシャルピストン式油圧ポンプとしての斜板式油圧ポンプを、油圧ショベルに代表される建設機械に適用した場合を例に挙げ、添付図面に従って詳細に説明する。

ここで、図１ないし図８は本発明の第１の実施の形態を示している。図中、１は斜板式の油圧ポンプで、該油圧ポンプ１は、後述のケーシング２、回転軸４、シリンダブロック５、複数のシリンダ６、ピストン７、シュー８、斜板支持体１０、斜板１１および弁板１２を含んで構成されるものである。油圧ポンプ１は、例えば油圧ショベルの原動機（例えば、エンジンおよび／または電動機）によって回転駆動され、作動油タンク（図示せず）内から吸込んだ作動油を高圧の圧油として吐出するものである。

２は油圧ポンプ１の外殻となる筒状のケーシングで、該ケーシング２は、図１に示すように、筒状のケーシング本体２Ａと、該ケーシング本体２Ａの両端側を閉塞したフロントケーシング２Ｂ、リヤケーシング２Ｃとから構成されている。この場合、ケーシング２のケーシング本体２Ａは、リヤケーシング２Ｃと一体に形成されている。しかし、ケーシング本体２Ａは、フロントケーシング２Ｂと一体に形成してもよく、フロントケーシング２Ｂとリヤケーシング２Ｃとは別体に形成する構成としてもよい。

ケーシング本体２Ａの一側に位置するフロントケーシング２Ｂには、後述の斜板支持体１０が斜板１１の裏面（背面）側に対向して設けられている。また、ケーシング本体２Ａの他側に位置するリヤケーシング２Ｃには、図１中に示す如く一対の給排通路３Ａ，３Ｂが設けられている。該給排通路３Ａ，３Ｂのうち一方の給排通路３Ａは、低圧側の吸入通路となってタンク（図示せず）に接続され、他方の給排通路３Ｂは、高圧側の吐出通路となって油圧シリンダおよび／または油圧モータ等の油圧アクチュエータに方向制御弁（いずれも図示せず）を介して接続されるものである。

４はケーシング２内に回転可能に設けられた回転軸で、該回転軸４は、フロントケーシング２Ｂとリヤケーシング２Ｃとにそれぞれ軸受を介して回転可能に支持されている。回転軸４の一端側は、フロントケーシング２Ｂから軸方向に突出する突出端４Ａとなり、この突出端４Ａには前記エンジンおよび／または電動機が動力伝達機構（図示せず）等を介して連結されるものである。

５は回転軸４と一体的に回転するようにケーシング２内に設けられたシリンダブロックで、該シリンダブロック５には、その周方向に離間して軸方向に延びる複数（例えば８個）のシリンダ６が設けられている。なお、シリンダブロック５に設けるシリンダ６の個数は、例えば７個でもよく、９個以上であってもよい。シリンダブロック５の各シリンダ６には、シリンダポート６Ａがそれぞれ形成され、これらのシリンダポート６Ａは、後述する弁板１２の吸入ポート１２Ａ、吐出ポート１２Ｂと間欠的に連通するものである。

各シリンダ６のシリンダポート６Ａは、図２中に点線で示すように、楕円形、長円形または円形状のポート穴（穴径Ｄ）として形成され、その個数はシリンダ６と等しい個数となっている。各シリンダポート６Ａは、シリンダブロック５が弁板１２に対して矢示Ｃ方向（図２、図３参照）に回転するときに、後述の吸入ポート１２Ａ、吐出ポート１２Ｂと間欠的に連通するようにシリンダブロック５と一体に回転するものである。

７はシリンダブロック５の各シリンダ６内にそれぞれ摺動可能に挿嵌された複数のピストンで、該各ピストン７は、シリンダブロック５の回転に伴ってシリンダ６内を往復動し、吸入行程と吐出行程とを繰返す。即ち、各ピストン７は、夫々のシリンダ６内で上死点ＴＤＣ（図２参照）から下死点ＢＤＣ（図２参照）へと摺動変位するときに吸入行程を行い、下死点ＢＤＣから上死点ＴＤＣへと摺動変位するときに吐出行程を行うものである。

８は各ピストン７に設けられた複数のシューで、該各シュー８は、シリンダ６から後述の斜板１１側に向けて突出するピストン７の突出端側にそれぞれ揺動可能に設けられている。これらのシュー８は、後述する斜板１１の平滑面１１Ａに対し各ピストン７からの押付力（油圧力）により押付けられる。各シュー８は、リング状をなすシュー押え９により斜板１１の平滑面１１Ａに押付けられた状態に保持されている。シュー押え９と各シュー８とは、この状態で回転軸４、シリンダブロック５および各ピストン７と一緒に回転し、各シュー８は、後述の平滑面１１Ａ上をリング状の円軌跡を描くように摺動変位するものである。

１０はケーシング２のフロントケーシング２Ｂに設けられた斜板支持体で、該斜板支持体１０は、図１に示す如く、回転軸４の周囲に位置して斜板１１の背面（裏面）側に配置され、ケーシング２のフロントケーシング２Ｂに固定されている。固定容量型の斜板式油圧ポンプの場合に、斜板支持体１０は斜板１１を背面側から固定的に支持している。一方、可変容量型の斜板式油圧ポンプの場合は、斜板１１が斜板支持体１０により傾転可能に支持されるものである。

１１はケーシング２内に斜板支持体１０を介して設けられた斜板で、該斜板１１の表面側は、図１に示すように、各シュー８を摺動可能に案内する平滑面１１Ａとなっている。また、斜板１１には、その板厚方向に貫通して延びる貫通穴１１Ｂが設けられ、該貫通穴１１Ｂ内には、回転軸４が隙間をもって挿通されている。

１２はケーシング２内に位置してリヤケーシング２Ｃとシリンダブロック５との間に設けられた弁板である。この弁板１２は、シリンダブロック５を挟んで斜板１１とは軸方向の反対側となる位置に配置され、リヤケーシング２Ｃに固定されている。ここで、リヤケーシング２Ｃと一緒に弁板１２は、回転軸４と一体に回転するシリンダブロック５を回転可能に支持し、この状態で弁板１２はシリンダブロック５の端面に摺接している。

図２、図３に示すように、弁板１２には、一対の眉形状をなす給排ポート（即ち、吸入ポート１２Ａと吐出ポート１２Ｂ）が一対の切換ランド１２Ｃ，１２Ｄを挟んで形成されている。ここで、吸入ポート１２Ａは、リヤケーシング２Ｃの給排通路３Ａ，３Ｂのうち低圧側となる給排通路３Ａに常時連通し、吐出ポート１２Ｂは、高圧側となる給排通路３Ｂと常時連通している。

弁板１２の吸入ポート１２Ａと吐出ポート１２Ｂは、シリンダブロック５の回転時に各シリンダ６のシリンダポート６Ａと間欠的に連通する。このとき、各シリンダ６内を往復するピストン７は、その吸入行程で低圧側の給排通路３Ａから吸入ポート１２Ａを介して各シリンダ６内に作動油を吸込みつつ、吐出行程では各シリンダ６内で高圧状態となった圧油を吐出ポート１２Ｂを介して高圧側の給排通路３Ｂに向けて吐出させる。

弁板１２に形成した一対の切換ランド１２Ｃ，１２Ｄのうち一方の切換ランド１２Ｃは、ピストン７が吐出行程から吸入行程に切換わる位置（即ち、上死点ＴＤＣ側の位置）に配置されている。他方の切換ランド１２Ｄは、ピストン７が吸入行程から吐出行程に切換わる位置（即ち、下死点ＢＤＣ側の位置）に配置されている。また、弁板１２には、吐出ポート１２Ｂの始端側にノッチ１２Ｅが設けられ、該ノッチ１２Ｅは、吐出ポート１２Ｂの始端から切換ランド１２Ｄ側に向けて三角形状に延びる切欠きとして形成されている。

図２中に示す角度θ１は、シリンダ６内でピストン７により予膨張が行われる予膨張区間を表している。即ち、シリンダブロック５が弁板１２に対して矢示Ｃ方向に回転しているときに、吐出行程を終えて吐出ポート１２Ｂの終端から遮断された状態のシリンダポート６Ａが吸入ポート１２Ａの始端に連通し始めるまでの間、当該シリンダポート６Ａに連通するシリンダ６内では、ピストン７が僅かに摺動変位して所謂予膨張が行われる。この予膨張は、シリンダポート６Ａが吸入ポート１２Ａの始端に連通し始めるまで続けられる。

換言すると、角度θ１の予膨張区間は、吐出ポート１２Ｂの終端からシリンダポート６Ａの穴径Ｄに相当する距離だけ離れた部位と、吸入ポート１２Ａの始端との間に位置する区間である。角度θ１の予膨張区間では、ピストン７がシリンダ６内で上死点ＴＤＣ側から下死点ＢＤＣ側へと僅かに摺動変位しても、シリンダポート６Ａからシリンダ６内に油液が吸込まれることはない。

図２中に示す角度θ２は、シリンダ６内でピストン７により予圧縮が行われる予圧縮区間を表している。即ち、シリンダブロック５が弁板１２に対して矢示Ｃ方向に回転しているときに、吸入行程を終えて吸入ポート１２Ａの終端から遮断された状態のシリンダポート６Ａが吐出ポート１２Ｂの始端に連通するまでの間にわたって、当該シリンダポート６Ａに連通するシリンダ６内では、ピストン７が僅かに摺動変位して所謂予圧縮が行われる。この予圧縮は、シリンダポート６Ａが吐出ポート１２Ｂに連通するまで続けられる。

換言すると、角度θ２の予圧縮区間は、吸入ポート１２Ａの終端からシリンダポート６Ａの穴径Ｄに相当する距離だけ離れた部位と、吐出ポート１２Ｂの始端との間に位置する区間である。角度θ２の予圧縮区間では、ピストン７がシリンダ６内で下死点ＢＤＣ側から上死点ＴＤＣ側へと僅かに摺動変位することにより、シリンダポート６Ａが吐出ポート１２Ｂ（正確にはノッチ１２Ｅ）に連通するまでシリンダ６内の油液が予圧縮される。

１３は弁板１２の一方の切換ランド１２Ｃに設けられた小径の排出穴で、該排出穴１３は、シリンダブロック５の回転に伴って各ピストン７が吐出行程から吸入行程に切換わる途中で、該当するシリンダ６内に残った油液の圧力をシリンダポート６Ａ側から後述の補給路１８に向けて排出（流出）させる機能を有している。ここで、シリンダブロック５が弁板１２に対して矢示Ｃ方向に回転する場合に、排出穴１３は、切換ランド１２Ｃのうち上死点ＴＤＣよりも回転方向（矢示Ｃ方向）で僅かに後側となる位置に配置されている。

即ち、排出穴１３は、前記吐出行程の最後でシリンダ６内に残った圧力を当該シリンダ６の外部にシリンダポート６Ａを介して排出するため、吐出行程を終えて吐出ポート１２Ｂから遮断された状態のシリンダポート６Ａ（シリンダ６）と連通する位置に配置されている。換言すると、排出穴１３は、切換ランド１２Ｃのうち前述した角度θ１の予膨張区間の始端寄りとなる位置に配置されている。このため、穴径Ｄのシリンダポート６Ａが吐出ポート１２Ｂから遮断されるまでは、シリンダポート６Ａが排出穴１３に連通することはなく、排出穴１３に連通したシリンダポート６Ａは、角度θ１分だけ切換ランド１２Ｃ上を回転して吸入ポート１２Ａの始端と連通することになる。

１４は弁板１２の切換ランド１２Ｄに設けられた小径の予圧導入穴で、該予圧導入穴１４は、シリンダブロック５の回転に伴って各ピストン７が吸入行程を終えて吸入ポート１２Ａの終端から遮断された状態のシリンダ６（即ち、シリンダポート６Ａ）と連通する位置に配置されている。シリンダブロック５が弁板１２に対して矢示Ｃ方向に回転する場合に、予圧導入穴１４は、切換ランド１２Ｄのうち下死点ＢＤＣよりも回転方向（矢示Ｃ方向）で予め決められた寸法分だけ後側となる位置に配置されている。

換言すると、予圧導入穴１４は、切換ランド１２Ｄのうち前述した角度θ２の予圧縮区間の始端寄りとなる位置に配置されている。ここで、予圧導入穴１４は、後述する圧力バランス装置の第１油室と補給路１８とから導かれた圧力を、角度θ２の予圧縮区間にあるシリンダポート６Ａ（即ち、シリンダ６）内に予圧として導入し、圧力脈動の発生を抑えるものである。

１５は吐出ポート１２Ｂと予圧導入穴１４との間で両者間の圧力バランスをとる圧力バランス装置で、該圧力バランス装置１５は、図２に示すように、その外殻を構成するバランスシリンダ１５Ａと、該バランスシリンダ１５Ａ内に軸方向に摺動可能に挿嵌されたフリーピストンからなるバランスピストン１５Ｂと、該バランスピストン１５Ｂによりバランスシリンダ１５Ａ内に画成された第１油室１５Ｃ，第２油室１５Ｄとを含んで構成されている。

圧力バランス装置１５は、予圧導入穴１４と吐出ポート１２Ｂとの間に第１油路１６，第２油路１７を介して設けられ、このうち第１油路１６は、バランスピストン１５Ｂの軸方向一側に位置する第１油室１５Ｃを予圧導入穴１４に常時連通させる通路である。一方、第２油路１７は、バランスピストン１５Ｂの軸方向他側に位置する第２油室１５Ｄを吐出ポート１２Ｂに常時連通させる通路となっている。

圧力バランス装置１５のバランスピストン１５Ｂは、第１油室１５Ｃと第２油室１５Ｄとの圧力差に従ってバランスシリンダ１５Ａ内を軸方向に摺動変位し、第１油室１５Ｃ（即ち、予圧導入穴１４）内の圧力を、第２油室１５Ｄ（即ち、吐出ポート１２Ｂ）側の圧力に応じて増減させるように、第１，第２油室１５Ｃ，１５Ｄ間の圧力バランスをとるものである。

１８は排出穴１３と予圧導入穴１４との間を接続する補給路で、該補給路１８は、弁板１２の吸入ポート１２Ａ、吐出ポート１２Ｂおよび圧力バランス装置１５等を迂回して排出穴１３を予圧導入穴１４に連通させる通路を構成している。補給路１８は、弁板１２の排出穴１３から排出された油液の圧力（即ち、ピストン７が吐出行程から吸入行程に切換わる途中で該当するシリンダ６内に残った油液の圧力）を後述のチェック弁１９を介して予圧導入穴１４へと補給（供給）するものである。

１９は補給路１８の途中に設けられたチェック弁で、該チェック弁１９は、排出穴１３と予圧導入穴１４との間に補給路１８を介して設けられた弁装置を構成している。チェック弁１９は、排出穴１３側の圧力が予圧導入穴１４側の圧力以上となったときに両者間を連通させ、排出穴１３からの圧力が予圧導入穴１４に導かれるのを許し、逆に排出穴１３側の圧力が予圧導入穴１４側の圧力よりも低いときには両者間を遮断する。即ち、チェック弁１９は、排出穴１３から補給路１８を介して予圧導入穴１４側に油液が流通するのを許し、逆向きの流れを阻止するものである。

第１の実施の形態による斜板式の油圧ポンプ１は、上述の如き構成を有するもので、次にその作動について説明する。

まず、油圧ショベルの運転室に搭乗したオペレータが、前記原動機（エンジンおよび／または電動機）を始動して回転させると、油圧ポンプ１の回転軸４がシリンダブロック５と一緒に回転駆動される。このとき、油圧ポンプ１の各ピストン７は、シリンダブロック５が図２中の矢示Ｃ方向に回転するに伴って夫々のシリンダ６内を往復動し、吸入行程と吐出行程とを繰返す。

そして、シリンダブロック５の回転時には、各シリンダ６のシリンダポート６Ａが弁板１２の吸入ポート１２Ａと吐出ポート１２Ｂとに間欠的に連通する。このとき、各シリンダ６内を往復するピストン７は、その吸入行程で低圧側の給排通路３Ａから吸入ポート１２Ａを介して各シリンダ６内に作動油を吸込みつつ、吐出行程では各シリンダ６内で高圧状態となった圧油を吐出ポート１２Ｂを介して高圧側の給排通路３Ｂに向けて吐出させる。

ここで、高圧側の給排通路３Ｂは、高圧側の吐出通路となって前記油圧アクチュエータ（即ち、油圧シリンダおよび／または油圧モータ等）に前記方向制御弁を介して接続されている。このため、給排通路３Ｂに連通する吐出ポート１２Ｂ内の圧力は、前記油圧アクチュエータの負荷圧（即ち、システム圧）に従って増減されるようになり、システム圧が相対的に低い圧力状態のときには、吐出ポート１２Ｂから吐出される圧油の圧力も同様に低い圧力となる。

一方、例えば油圧アクチュエータ側のリリーフ弁（図示せず）が開弁されるような高負荷状態（即ち、システム圧が最高圧まで上昇した高い圧力状態）では、吐出ポート１２Ｂから吐出される圧油の圧力も同様に高い圧力となる。また、油圧アクチュエータの負荷圧（システム圧）が中間の圧力状態になったときには、吐出ポート１２Ｂから吐出される圧油の圧力も同様に中間の圧力となる。

〔システム圧が低圧ＰL の場合〕
図３は、吐出ポート１２Ｂがシステム圧により低圧ＰL となった状態での吸入ポート１２Ａ、吐出ポート１２Ｂに対する各シリンダポート６Ａの位置関係とバランスピストン１５Ｂのストローク位置とを、それぞれ時系列（ａ）〜（ｅ）として示している。また、図４は、同じくシステム圧（吐出ポート１２Ｂ）が低圧ＰL となった状態でのバランスピストン１５Ｂのストローク特性（即ち、ＢＰストローク）を特性線２０で示し、予圧導入穴１４における圧力Ｐａの特性を特性線２１で示し、排出穴１３における圧力Ｐｃの特性を特性線２２で示している。

図４の横軸（時間）に沿った時刻位置（ａ）〜（ｅ）は、図３の時系列（ａ）〜（ｅ）における位置と対応している。油圧ポンプ１のシリンダブロック５（即ち、各シリンダポート６Ａ）の回転位置は、時系列（ｅ）の後には時系列（ａ）に戻ることにより、これらが繰返される。

図３の時系列（ａ）〜（ｂ）の状態で、上死点ＴＤＣ側のシリンダポート６Ａは、吸入ポート１２Ａに連通する直前の位置から吸入ポート１２Ａに連通する位置へと移動する。このため、図４中の特性線２２に示すように、排出穴１３の圧力Ｐｃは、時刻位置（ａ）の直後（即ち、シリンダポート６Ａが吸入ポート１２Ａと排出穴１３との両方に連通したとき）に、吸入ポート１２Ａの圧力Ｐｓ（通常はタンク圧）まで低下する。

一方、チェック弁１９は、排出穴１３から補給路１８を介して予圧導入穴１４側に油液が流通するのを許すが、逆向きの流れを阻止するため、排出穴１３の圧力Ｐｃが低いときにチェック弁１９は閉弁し続ける。これにより、予圧導入穴１４の圧力Ｐａは、排出穴１３の圧力Ｐｃが下がっても、チェック弁１９の閉弁によって圧力Ｐｃの影響を受けることはない。しかし、下死点ＢＤＣ側のシリンダポート６Ａは、図３の時系列（ａ）〜（ｂ）の状態で予圧縮区間（図２に示す角度θ２）にあるため、予圧導入穴１４の圧力Ｐａは、特性線２１のように漸次昇圧される。

そして、シリンダポート６Ａ（シリンダ６）内の圧力がシステム圧の低圧ＰL に達し、これ以上に上昇しようとすると、圧力バランス装置１５は、第１油室１５Ｃと第２油室１５Ｄとの圧力差に従ってバランスピストン１５Ｂをバランスシリンダ１５Ａ内で摺動変位させることにより、予圧導入穴１４の圧力Ｐａがこれ以上に上昇するのを抑えるように、油室１５Ｃ，１５Ｄ間の圧力バランスをとる動作を行う。

即ち、圧力バランス装置１５は、第１油室１５Ｃの圧力（即ち、予圧導入穴１４の圧力Ｐａ）が第２油室１５Ｄの圧力（即ち、吐出ポート１２Ｂのシステム圧である低圧ＰL ）よりも高くなると、バランスピストン１５Ｂが第１油室１５Ｃ側から第２油室１５Ｄ側に向けて右方に変位し始め、第１油室１５Ｃの圧力を相対的に下げる。これにより、予圧導入穴１４の圧力Ｐａは、これ以上に上昇するのが抑えられる。このとき、バランスピストン１５Ｂは、図４中の特性線２０に示すように、ＢＰストロークの最小（ｍｉｎ）位置から最大（ｍａｘ）位置に向け摺動変位している。

図３の時系列（ｂ）〜（ｃ）の区間では、下死点ＢＤＣ側のシリンダポート６Ａが吐出ポート１２Ｂのノッチ１２Ｅと連通する直前の位置から吐出ポート１２Ｂに連通する位置へと移動する。このため、シリンダポート６Ａ（シリンダ６）がノッチ１２Ｅと連通した後も、図４中の特性線２１に示すように、予圧導入穴１４の圧力Ｐａ（即ち、第１油室１５Ｃの圧力）は、前述した予圧縮の効果によって第２油室１５Ｄの圧力（即ち、システム圧である低圧ＰL ）よりも僅かに高い圧力状態となり、バランスピストン１５Ｂは第１，第２油室１５Ｃ，１５Ｄ間の圧力バランスを保つように右方へと変位する。

即ち、バランスピストン１５Ｂは、図４中の特性線２０に示す如く、ＢＰストロークの最大（ｍａｘ）位置に向けて摺動変位し続ける。そして、シリンダポート６Ａが吐出ポート１２Ｂに連通する面積（即ち、シリンダポート６Ａの開口面積）が大きくなり、シリンダ６内の圧力（即ち、吐出ポート１２Ｂのシステム圧である低圧ＰL ）と予圧導入穴１４の圧力Ｐａが同じになったときに、バランスピストン１５Ｂは、ＢＰストロークが最大（ｍａｘ）となって変位が止まる。

次に、図３の時系列（ｃ）〜（ｄ）の区間では、シリンダポート６Ａが排出穴１３に連通しておらず、予圧導入穴１４にもシリンダポート６Ａは連通していない。このため、排出穴１３の圧力Ｐｃは、これまでの圧力状態に保持され、予圧導入穴１４の圧力Ｐａ（即ち、第１油室１５Ｃの圧力）も同様に時刻位置（ｃ）以前の圧力に保持される。そして、バランスピストン１５Ｂも、ＢＰストロークが最大（ｍａｘ）となって変位が止った状態に保たれる。

次に、図３の時系列（ｄ）〜（ｅ）では、上死点ＴＤＣ側のシリンダポート６Ａが排出穴１３と連通し始めるので、排出穴１３の圧力Ｐｃは、吐出行程の最後でシリンダ６内に残った圧力を当該シリンダ６の外部にシリンダポート６Ａを介して排出するように昇圧される。さらに、ピストン７はシリンダ６内で上死点ＴＤＣの位置まで摺動変位を続けるため、図３の時系列（ｅ）においても、排出穴１３の圧力Ｐｃは昇圧が継続される。

一方、下死点ＢＤＣ側では、図３の時系列（ｅ）の直後にシリンダポート６Ａが予圧導入穴１４に連通するので、吸入ポート１２Ａの圧力Ｐｓまで低下したシリンダ６内の圧力は、予圧導入穴１４から補給される予圧の圧力によって昇圧される。これと同時に、予圧導入穴１４の圧力Ｐａは、シリンダ６内の圧力に近付くように低下する。

そして、シリンダ６内の圧力と予圧導入穴１４の圧力Ｐａと排出穴１３の圧力Ｐｃが同じ圧力となった状態で、次の位置（ａ）に戻る。このとき、バランスピストン１５Ｂは、第２油室１５Ｄ側で吐出ポート１２Ｂからのシステム圧である低圧ＰL を受圧しているので、図４中の特性線２０に示す如く、ＢＰストロークが最小（ｍｉｎ）となる位置に戻されている。

このように、吐出ポート１２Ｂの圧力がシステム圧により低圧ＰL となった場合には、図３の時系列（ａ）〜（ｂ）の状態で下死点ＢＤＣ側のシリンダポート６Ａが予圧縮区間（図２に示す角度θ２）にあるときに、圧力バランス装置１５のバランスピストン１５Ｂが変位しつつ、予圧導入穴１４の圧力Ｐａがシステム圧ＰL 以上に上昇するのを抑えるように動作する。このため、下死点ＢＤＣ側のシリンダポート６Ａが吐出ポート１２Ｂに連通するときに、該当するシリンダ６内が過昇圧されるのを防止でき、圧力脈動を低減することができる。

〔システム圧が中間圧Ｐｍの場合〕
図５の時系列（ａ）〜（ｅ）は、吐出ポート１２Ｂがシステム圧により中間圧Ｐｍとなった状態での吸入ポート１２Ａ、吐出ポート１２Ｂに対する各シリンダポート６Ａの位置関係とバランスピストン１５Ｂのストローク位置とをそれぞれ示している。また、図６は、同じく吐出ポート１２Ｂが中間圧Ｐｍとなった状態でのバランスピストン１５ＢのＢＰストロークを特性線２３で示し、予圧導入穴１４における圧力Ｐａの特性を特性線２４で示し、排出穴１３における圧力Ｐｃの特性を特性線２５で示している。

図６の横軸（時間）に沿った時刻位置（ａ）〜（ｅ）は、図５の時系列（ａ）〜（ｅ）における位置と対応しており、油圧ポンプ１のシリンダブロック５（即ち、各シリンダポート６Ａ）の回転位置は、時系列（ｅ）の後は時系列（ａ）に戻ることにより、これらが繰返される。

吐出ポート１２Ｂがシステム圧によって中間圧Ｐｍとなった場合には、前述した低圧ＰL の場合よりも吐出ポート１２Ｂの吐出圧が高く（Ｐｍ＞ＰL ）なっている。このために、バランスピストン１５Ｂは、第２油室１５Ｄ側で吐出ポート１２Ｂからシステム圧（中間圧Ｐｍ）を受圧することにより、図６中の特性線２３に示す如く、ＢＰストロークが図４中の特性線２０に比較して小さくなっている。

また、吐出ポート１２Ｂの吐出圧が高く（Ｐｍ＞ＰL ）なっているため、シリンダ６内の圧力が吐出圧（中間圧Ｐｍ）に達するまでに時間が必要となり、シリンダ６と連通状態の予圧導入穴１４（第１油室１５Ｃ）の圧力Ｐａが中間圧Ｐｍに昇圧するまで時間を要する。これ以外の点では、図３および図４に示すシステム圧が低圧ＰL の場合とほぼ同様である。

しかし、下死点ＢＤＣ側のシリンダポート６Ａは、図５の時系列（ａ）〜（ｂ）の状態で、予圧縮区間（図２に示す角度θ２）における予圧縮の効果により、シリンダ６内の油液は圧力が昇圧されつつ、図５の時系列（ｂ）〜（ｃ）の状態で、シリンダ６内の昇圧後にバランスピストン１５Ｂが変位する。この場合、予圧縮区間（図２に示す角度θ２）における予圧縮量は、シリンダブロック５の回転により下死点ＢＤＣ側を通過するシリンダ６内が、中間圧Ｐｍ（中間のシステム圧）に相当する圧力まで予圧縮区間で昇圧されるように予め設計している。

これにより、シリンダ６内の圧力と予圧導入穴１４の圧力Ｐａが過昇圧となるのを防止することができる。この結果、下死点ＢＤＣ側を通過した後のシリンダポート６Ａがノッチ１２Ｅに連通したときに、吐出ポート１２Ｂ側からシリンダポート６Ａを介してシリンダ６内に圧油が逆流するのを抑えることができ、逆流の発生量を減らすことができる。

〔システム圧が高圧Ｐｈの場合〕
図７の時系列（ａ）〜（ｅ）は、吐出ポート１２Ｂがシステム圧により高圧Ｐｈとなった状態での吸入ポート１２Ａ、吐出ポート１２Ｂに対する各シリンダポート６Ａの位置関係とバランスピストン１５Ｂのストローク位置とをそれぞれ示している。また、図８は、同じく吐出ポート１２Ｂが高圧Ｐｈとなった状態でのバランスピストン１５ＢのＢＰストロークを特性線２６で示し、予圧導入穴１４における圧力Ｐａの特性を特性線２７で示し、排出穴１３における圧力Ｐｃの特性を特性線２８で示している。

図８の横軸（時間）に沿った時刻位置（ａ）〜（ｅ）は、図７の時系列（ａ）〜（ｅ）における位置と対応しており、油圧ポンプ１のシリンダブロック５（即ち、各シリンダポート６Ａ）の回転位置は、時系列（ｅ）の後は時系列（ａ）に戻ることにより、これらが繰返される。

図７の時系列（ａ）〜（ｂ）の状態で、下死点ＢＤＣ側のシリンダポート６Ａは、予圧縮区間（図２に示す角度θ２）における予圧縮の効果により、シリンダ６内の油液は昇圧される。しかし、吐出ポート１２Ｂがシステム圧によって高圧Ｐｈとなった場合には、前述した中間圧Ｐｍよりも吐出ポート１２Ｂの吐出圧が高く（Ｐｈ＞Ｐｍ）なっている。このため、シリンダ６内の圧力を吐出圧（システム圧の高圧Ｐｈ）までは昇圧できない状態で、図７の時系列（ｂ）を過ぎてシリンダポート６Ａはノッチ１２Ｅと連通する。

そして、図７の時系列（ａ）〜（ｅ）に示すように、圧力バランス装置１５のバランスピストン１５Ｂは、第２油室１５Ｄ側で吐出ポート１２Ｂからのシステム圧（高圧Ｐｈ）を受圧して第１油室１５Ｃ側に変位し続け、図８中の特性線２６に示す如く、ＢＰストロークが最小（ｍｉｎ）となる位置に戻されている。

即ち、シリンダポート６Ａが予圧縮区間を過ぎる図７の時系列（ｂ）の直後にも、バランスピストン１５Ｂは、ＢＰストロークが最小（ｍｉｎ）となる位置で変位しないまま、シリンダポート６Ａがノッチ１２Ｅと連通し、吐出ポート１２Ｂからノッチ１２Ｅ、シリンダポート６Ａを介してシリンダ６内へと圧油が逆流するように供給される。その結果、シリンダ６内へと逆流した圧油量の分だけ、吐出ポート１２Ｂからの吐出流量が瞬間的に減少する可能性がある。このとき、シリンダポート６Ａは、吸入ポート１２Ａの終端から遮断されて予圧縮の後に、ノッチ１２Ｅに連通することになる。

しかし、本実施の形態では、油圧ポンプ１のシリンダブロック５の各シリンダポート６Ａが図７の時系列（ｅ）で排出穴１３に連通し、このときに、排出穴１３は、吐出行程の最後でシリンダ６内に残った圧力を当該シリンダ６の外部にシリンダポート６Ａ、補給路１８を介してチェック弁１９側に排出する。即ち、図８に示す特性線２８のように、排出穴１３の圧力Ｐｃは、時刻位置（ｅ）の後に予圧導入穴１４の圧力Ｐａと同等な圧力となるので、排出穴１３から補給路１８に排出された圧油は、チェック弁１９を介して予圧導入穴１４へと導かれる。

そして、下死点ＢＤＣ側のシリンダポート６Ａが図７の時系列（ａ）で予圧導入穴１４に連通するときに、前記排出穴１３からの圧油を吐出ポート１２Ｂに連通する前のシリンダ６に予圧導入穴１４、シリンダポート６Ａを介して供給（補給）することができる。このため、シリンダポート６Ａが予圧縮区間を過ぎる図７の時系列（ｂ）の直後に、シリンダポート６Ａがノッチ１２Ｅに連通するときには、吐出ポート１２Ｂからノッチ１２Ｅ、シリンダポート６Ａを介してシリンダ６内へと逆流する圧油の量を、前記排出穴１３から補給される圧油の分だけ減らすことができ、圧力脈動の低減化を図ることができる。

かくして、第１の実施の形態によれば、弁板１２に形成した一対の切換ランド１２Ｃ，１２Ｄのうち各ピストン７が吐出行程から吸入行程に切換わる一方の切換ランド１２Ｃには、吐出行程の最後でシリンダ６内に残った油液の圧力を当該シリンダ６の外部に排出するための排出穴１３を設け、各ピストン７が吸入行程から吐出行程に切換わる他方の切換ランド１２Ｄには、吸入行程を終えて吸入ポート１２Ａから遮断されたシリンダ６のシリンダポート６Ａと連通する位置に当該シリンダ６に予圧を導入するための予圧導入穴１４を設けている。

この上で、弁板１２の吐出ポート１２Ｂと予圧導入穴１４との間には圧力バランス装置１５を設け、該圧力バランス装置１５は、バランスシリンダ１５Ａ内を摺動変位するバランスピストン１５Ｂ（フリーピストン）により、予圧導入穴１４に第１油路１６を介して連通する第１油室１５Ｃと、吐出ポート１２Ｂに第２油路１７を介して連通する第２油室１５Ｄとをバランスシリンダ１５Ａ内に画成する構成としている。

そして、排出穴１３と予圧導入穴１４との間には、排出穴１３側の圧力が予圧導入穴１４側の圧力以上のときに両者間を連通して排出穴１３からの圧力が予圧導入穴１４に導かれるのを許し、排出穴１３側の圧力が予圧導入穴１４側の圧力よりも低いときには両者間を遮断する弁装置としてのチェック弁１９を設ける構成としている。

これにより、シリンダブロック５の回転により各ピストン７が吐出行程から吸入行程に切換わる途中（即ち、上死点ＴＤＣ側の切換ランド１２Ｃ）において、該当するシリンダ６内に残った圧力を排出穴１３からチェック弁１９を介して予圧導入穴１４へと供給（補給）することができ、下死点ＢＤＣ側の切換ランド１２Ｄにおいて各シリンダ６が吐出ポート１２Ｂに連通し始めるときの圧力脈動を圧力バランス装置１５と協働して抑えることができる。

即ち、図２に示す角度θ２の予圧縮区間においてシリンダポート６Ａがノッチ１２Ｅに連通するときには、吐出ポート１２Ｂからノッチ１２Ｅ、シリンダポート６Ａを介してシリンダ６内へと逆流する圧油の量を、前記排出穴１３から補給される圧油の分だけ減らすことができる。これにより、圧力脈動の発生を抑えることができ、油圧ポンプ１の駆動時における騒音および振動を低減することができる。

換言すると、油圧ポンプ１は無負荷運転の状態でない限り、予圧導入穴１４には排出穴１３および／または圧力バランス装置１５から常に圧力が供給されるので、シリンダポート６Ａが予圧導入穴１４に連通したときに、予圧導入穴１４に連通するシリンダ６内の圧力Ｐａは吸入ポート１２Ａの圧力Ｐｓ（吸込圧）よりも十分に高い圧力となる。このため、シリンダ６内の圧力が吐出ポート１２Ｂ内の吐出圧（即ち、システム圧）まで昇圧するために必要な流量、つまり、吐出ポート１２Ｂからシリンダ６内へ逆流する圧油の流量を減らし、逆流の発生を抑えることができる。

また、圧力バランス装置１５は、システム圧が低圧ＰL のときに、図４に示す特性線２０の如く、バランスピストン１５Ｂを最大（ｍａｘ）となる位置まで変位させることによって、シリンダ６内の圧力が過昇圧されるのを抑えることができる。これにより、シリンダポート６Ａがノッチ１２Ｅと連通するときに、サージ流量の発生を抑えることができ、油圧ポンプ１の圧力脈動を低減することができる。

次に、図９は本発明の第２の実施の形態を示し、本実施の形態では、前述した第１の実施の形態と同一の構成要素に同一の符号を付し、その説明を省略するものとする。しかし、第２の実施の形態の特徴は、圧力バランス装置１５の第１油室１５Ｃと予圧導入穴１４との間で、例えば第１油路１６の途中に絞り３１を設ける構成としたことにある。

ここで、絞り３１は、圧力バランス装置１５のバランスシリンダ１５Ａ内でバランスピストン１５Ｂが軸方向に摺動変位するときの速度を遅くするため、圧力バランス装置１５の第１油室１５Ｃと予圧導入穴１４の間に設けられた固定絞りである。

ところで、前述した図２に示す第１の実施形態では、吐出ポート１２Ｂからシリンダポート６Ａ（シリンダ６）内に向けた圧油の逆流は、圧力バランス装置１５の第２油室１５Ｄ側から第１油室１５Ｃ側に向けてバランスピストン１５Ｂが戻る時にも発生する虞れがある。即ち、吐出ポート１２Ｂからの圧油は、ノッチ１２Ｅを経由して直接シリンダポート６Ａへ流れるのではなく、バランスピストン１５Ｂが第２油室１５Ｄ側から第１油室１５Ｃ側へ変位するときにも、バランスピストン１５Ｂの変位分の流量が吐出ポート１２Ｂから第２油路１７を介して第２油室１５Ｄに流れ、これによっても、吐出流量の脈動を発生させることがある。

そこで、第２の実施の形態では、圧力バランス装置１５の第１油室１５Ｃと予圧導入穴１４の間に位置して、例えば第１油路１６の途中部位に絞り３１を設けることにより、バランスピストン１５Ｂの変位速度を遅くすることができる。この結果、吐出流量脈動の振幅を低下させることができ、脈動の低減化を図ることができる。

かくして、このように構成される第２の実施の形態でも、図２に示す角度θ２の予圧縮区間において吐出ポート１２Ｂからノッチ１２Ｅ、シリンダポート６Ａを介してシリンダ６内へと逆流する圧油の量を、排出穴１３から補給される圧油の分だけ減らすことができ、前記第１の実施の形態とほぼ同様の作用効果を得ることができる上に、絞り３１でバランスピストン１５Ｂの変位速度を遅くすることにより、吐出流量脈動の振幅を低下させて脈動を低減することができる。

次に、図１０は本発明の第３の実施の形態を示し、本実施の形態では、前述した第１の実施の形態と同一の構成要素に同一の符号を付し、その説明を省略するものとする。しかし、第３の実施の形態の特徴は、弁板１２の吐出ポート１２Ｂと圧力バランス装置１５の第２油室１５Ｄとの間で、例えば第２油路１７の途中に絞り４１を設ける構成としたことにある。

ここで、絞り４１は、圧力バランス装置１５のバランスシリンダ１５Ａ内でバランスピストン１５Ｂが軸方向に摺動変位するときの速度を遅くするため、圧力バランス装置１５の第２油室１５Ｄと吐出ポート１２Ｂとの間に設けられた固定絞りである。

かくして、このように構成される第３の実施の形態でも、圧力バランス装置１５のバランスピストン１５Ｂが第２油室１５Ｄ側から第１油室１５Ｃ側へ変位するときの変位速度を、絞り４１によって遅くすることができ、前記第２の実施の形態と同様な効果を得ることができる。

なお、前記各実施の形態では、排出穴１３と予圧導入穴１４とを接続する補給路１８の途中に弁装置としてのチェック弁１９を設ける場合を例に挙げて説明した。しかし、本発明はこれに限るものではなく、例えば前，後圧をパイロット圧とする油圧パイロット式切換弁等からなる弁装置を、排出穴１３と予圧導入穴１４とを接続する補給路等の通路途中に設ける構成としてもよい。即ち、このような弁装置は、排出穴１３側の圧力が予圧導入穴１４側の圧力以上となったときに両者間を連通して排出穴１３からの圧力が予圧導入穴１４に導かれるのを許し、排出穴１３側の圧力が予圧導入穴１４側の圧力よりも低いときには両者間を遮断する構成とすればよい。

また、前記各実施の形態では、アキシャルピストン式油圧ポンプとして斜板式の油圧ポンプ１を例に挙げて説明した。しかし、本発明はこれに限るものではなく、例えば斜軸式の油圧ポンプによりアキシャルピストン式油圧ポンプを構成してもよい。

さらに、前記各実施の形態では、油圧ポンプ１を油圧ショベルの油圧源に用いる場合を例に挙げて説明した。しかし、本発明はこれに限らず、例えば油圧クレーン、ホイールローダ等の建設機械に油圧源として用いてもよく、建設機械以外の油圧機器に油圧源として用いる構成としてもよいものである。

１ 油圧ポンプ
２ ケーシング
３Ａ，３Ｂ 給排通路
４ 回転軸
５ シリンダブロック
６ シリンダ
６Ａ シリンダポート
７ ピストン
８ シュー
１０ 斜板支持体
１１ 斜板
１２ 弁板
１２Ａ 吸入ポート
１２Ｂ 吐出ポート
１２Ｃ，１２Ｄ 切換ランド
１３ 排出穴
１４ 予圧導入穴
１５ 圧力バランス装置
１５Ａ バランスシリンダ
１５Ｂ バランスピストン（フリーピストン）
１５Ｃ 第１油室
１５Ｄ 第２油室
１６ 第１油路
１７ 第２油路
１８ 補給路
１９ チェック弁
３１，４１ 絞り

Claims (3)

1. 筒状のケーシングと、該ケーシングに回転可能に設けられた回転軸と、該回転軸と一体に回転するように前記ケーシング内に設けられ周方向に離間して軸方向に延びる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挿嵌された複数のピストンと、前記シリンダブロックとケーシングとの間に位置して前記ケーシングに設けられ前記各シリンダと間欠的に連通する吸入ポートと吐出ポートとが一対の切換ランドを挟んで形成された弁板とからなるアキシャルピストン式油圧ポンプにおいて、
   前記弁板に形成した前記一対の切換ランドのうち前記各ピストンが吐出行程から吸入行程に切換わる位置にある一方の切換ランドには、前記吐出行程の最後で前記シリンダ内に残った油液の圧力を当該シリンダの外部に排出するための排出穴を設け、
   前記一対の切換ランドのうち前記各ピストンが吸入行程から吐出行程に切換わる位置にある他方の切換ランドには、前記吸入行程を終えて前記吸入ポートから遮断された前記シリンダと連通する位置に当該シリンダに予圧を導入するための予圧導入穴を設け、
   該予圧導入穴と前記吐出ポートとの間には、両者間の圧力バランスをとるように内部を摺動変位するフリーピストンを有し、該フリーピストンにより前記予圧導入穴に連通する第１油室と前記吐出ポートに連通する第２油室とが内部に画成された圧力バランス装置を設け、
   前記排出穴と前記予圧導入穴との間には、前記排出穴側の圧力が前記予圧導入穴側の圧力以上のときに両者間を連通して前記排出穴からの圧力が前記予圧導入穴に導かれるのを許し、前記排出穴側の圧力が前記予圧導入穴側の圧力よりも低いときには両者間を遮断する弁装置を設ける構成としたことを特徴とするアキシャルピストン式油圧ポンプ。
2. 前記圧力バランス装置は、前記フリーピストンが摺動可能に挿嵌されるバランスシリンダを備え、該バランスシリンダ内には、前記フリーピストンの軸方向両側に前記第１油室と第２油室が形成され、前記フリーピストンは、前記第１油室と第２油室との圧力差に従って前記バランスシリンダ内を軸方向に摺動変位する構成としてなる請求項１に記載のアキシャルピストン式液圧回転機。
3. 前記圧力バランス装置の第１油室と前記予圧導入穴との間、または前記圧力バランス装置の第２油室と前記弁板の吐出ポートとの間、のいずれか一方には、前記フリーピストンの変位速度を遅くするための絞りを設ける構成としてなる請求項１または２に記載のアキシャルピストン式液圧回転機。

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