JP2022022528A

JP2022022528A - 油圧機構

Info

Publication number: JP2022022528A
Application number: JP2020109904A
Authority: JP
Inventors: 侃純森岡; Tadasumi Morioka
Original assignee: Kubota Corp
Current assignee: Kubota Corp
Priority date: 2020-06-25
Filing date: 2020-06-25
Publication date: 2022-02-07

Abstract

【課題】軽量化した場合でも振動音を低減可能な油圧機構を実現する。【解決手段】油圧機構（１）は、駆動軸（１２）に沿って配置される第１油圧ポンプ（Ｐ１）および第２油圧ポンプ（Ｐ２）と、長軸が駆動軸の軸芯の方向に対して角度をなす方向に沿うように配置された第１シリンダ（３１ａ）および第２シリンダ（３１ｂ）とを備え、第１シリンダの中点（Ｃ１）と第２シリンダの中点（Ｃ２）とを結ぶ線分（Ｌ）の方向は、駆動軸の軸芯の方向に対して角度をなしている。【選択図】図２

Description

本発明は、油圧機構に関する。

特許文献１には、車両に設けられる静油圧式無段変速機が開示されている。当該静油圧式無段変速機は、斜板形可変容量油圧ポンプの斜板の傾転角を走行レバーの操作によって変更することにより出力軸の回転数および回転方向を変更する斜板操作装置を備える。当該斜板操作装置は、車両の左右の走行装置のそれぞれに対応する、一対の油圧ポンプのそれぞれが備える斜板の傾斜角を変更する、一対の機械式連動機構を備える。

特開２０１５－８１００９号公報

近年では、作業機について、コンポーネントの軽量化が推進されている。しかしながら、一般的に、筐体の厚さを薄くすることにより静油圧式無段変速機などの、油圧ポンプを備える油圧機構を軽量化した場合、当該油圧機構における油圧ポンプの入力周波数と、当該油圧機構の固有振動数とが近くなる場合がある。入力周波数とは、例えば油圧ポンプが備えるロータリーの回転数である。入力周波数は、負荷などに応じた入力周波数領域内の値をとる。このような場合、油圧ポンプを駆動させることで、共振によって振動音が増大するおそれがある。

本発明の一態様は、軽量化した場合でも振動音を低減可能な油圧機構を実現することを目的とする。

上記の課題を解決するために、本発明の一態様に係る油圧機構は、原動機からの動力が伝達される駆動軸に沿って配置され、前記動力を、油圧を介して駆動機構に伝達する油圧ポンプであって、吐出する油の量を変化させることが可能な第１油圧ポンプおよび第２油圧ポンプを収容したポンプ本体と、長軸が前記駆動軸の軸芯の方向に対して角度をなす方向に沿うように、前記ポンプ本体に配置された第１シリンダおよび第２シリンダと、前記第１および第２シリンダの内部にそれぞれに収容され、前記第１および第２油圧ポンプのそれぞれの油の吐出量を変化させる第１サーボピストンおよび第２サーボピストンとを備え、前記第１シリンダが有する長軸の中点と前記第２シリンダが有する長軸の中点とを結ぶ線分の方向は、前記駆動軸の軸芯の方向に対して角度をなしている。

上記の構成によれば、油圧機構の駆動軸の周りでのねじり振動の固有振動数は、第１シリンダが有する長軸の中点と第２シリンダが有する長軸の中点とを結ぶ線分の方向が駆動軸の軸芯の方向に対して角度をなしていない構成と比較して小さくなる。このため、上記角度をなしていない構成では入力周波数領域と固有振動数とが重複する場合であっても、上記角度をなす構成とすることで、当該固有振動数を油圧ポンプの入力周波数領域よりも低周波側へ移動させることができる。したがって、軽量化した場合でも振動音を低減可能な油圧機構を実現できる。

また、本発明の一態様に係る油圧機構において、前記ポンプ本体の前記駆動軸に沿った方向における、前記駆動軸の軸芯と、前記第１または第２シリンダが有する長軸の中点との間の最短距離Ｂと、前記ポンプ本体の前記駆動軸に対して垂直な方向における幅Ａとの関係は、下記（１）式
Ａ×０．２≦Ｂ・・・（１）
で表されることが好ましい。

上記の構成によれば、油圧機構の固有振動数が顕著に小さくなり、入力周波数領域から離されることになる。したがって、油圧機構において生じる振動音をさらに低減できる。

また、本発明の一態様に係る油圧機構において、前記第１または第２シリンダが有する長軸と、前記ポンプ本体が有する、前記駆動軸に沿った方向における軸の中点との最短距離Ｃと、前記第１または第２シリンダが有する長軸と前記ポンプ本体の前記駆動軸に沿った方向における端部との間の距離Ｄとの関係は、下記（２）式
Ｃ／Ｄ≧１・・・（２）
で表されることが好ましい。

また、本発明の一態様に係る油圧機構において、前記最短距離Ｂのうち、前記ポンプ本体の前記駆動軸に沿った方向における軸芯と、前記第１シリンダが有する長軸の中点との間の最短距離をＢ１とし、前記ポンプ本体の前記駆動軸に沿った方向における軸芯と、前記第２シリンダが有する長軸の中点との間の最短距離をＢ２とした場合、Ｂ１＝Ｂ２であることが好ましい。

上記の構成によれば、油圧機構においてねじり振動が励起されやすくなることで、油圧機構の固有振動数がさらに小さくなり、入力周波数領域から離されることになる。したがって、油圧機構において生じる振動音をさらに低減できる。

また、本発明の一態様に係る油圧機構において、前記距離Ｄのうち、前記第１シリンダが有する長軸と前記ポンプ本体の前記駆動軸に沿った方向における端部との間の距離をＤ１、前記第２シリンダが有する長軸と前記ポンプ本体の前記駆動軸に沿った方向における端部との間の距離をＤ２とした場合、Ｄ１＝Ｄ２であることが好ましい。

また、本発明の一態様に係る作業機は、上記のいずれかの油圧機構を備える。

上記の構成によれば、油圧機構において生じる振動音を低減した作業機を実現できる。

本発明の一態様に係る油圧機構によれば、軽量化した場合でも振動音を低減可能な油圧機構を実現できる。

本発明の実施形態に係る作業機の構成を示す図である。本発明の実施形態に係る油圧機構の構成を示す図である。第１油圧ポンプおよび第１油圧モータの構成を模式的に示す断面図である。第１サーボピストンによる可変斜板の角度の変更について説明するための図である。ポンプ本体と、第１シリンダおよび第２シリンダとの位置関係の例を説明する図である。ポンプ本体と、第１シリンダおよび第２シリンダとの位置関係の別の例を説明する図である。本実施形態に係る油圧機構のモデルを示す図である。比較例に係る油圧機構のモデルを示す図である。単位力の作用点および方向、ならびに振動応答点および方向を示す図である。本発明の実施形態に係る油圧機構の振動の固有モードを示す図である。比較例の油圧機構の振動の固有モードを示す図である。本発明の実施形態に係る油圧機構および比較例の油圧機構の、単位力の周波数と振動応答との関係を示すグラフである。

以下、本発明の一実施形態について、詳細に説明する。

（作業機１００の構成）
本実施形態に係る油圧機構を搭載する対象となる機械は、特に限定されず、作業用機械、車両、船舶など、油圧機構が発生させた駆動力を利用する機械であればよい。本実施形態では、油圧機構を搭載する対象となる機械として、スキッドステアローダ型の作業機１００を用いる。

図１は、作業機１００の構成を示す図である。図１に示すように、作業機１００は、左右一対の前車輪２および左右一対の後車輪３を有する機体４に運転部１０と、作業装置２０と、を備えている。

運転部１０は、キャビン１１を有するとともに、キャビン１１の内部に運転座席と、複数の操作レバー（不図示）とを備えている。

作業装置２０は、キャビン１１を挟む位置に配置された左右一対のブーム２１の先端にバケット２２を備え、ブーム２１を揺動昇降させるブームシリンダ２３と、バケット２２の揺動姿勢を設定するバケットシリンダ２４とを備えている。

図１に示すように、作業機１００は、原動機５を機体４の後部に備えている。原動機５は、例えばガソリンエンジン、ＬＰＧ（ＬｉｑｕｉｄＰｒｏｐａｎｅＧａｓ）エンジンまたは電動モータであるが、これに限られない。また、作業機１００は、原動機５の前側に配置された油圧機構１を備えている。油圧機構１は、作動油を外部へ供給する一対の油圧ポンプＰとしての第１油圧ポンプＰ１および第２油圧ポンプＰ２を備える。油圧機構１の詳細な構成については後述する。

作業機１００は、油圧機構１から供給される作動油により駆動される油圧モータＭ（駆動機構）を、前車輪２と後車輪３との間に備える。左右の油圧モータＭは、第１油圧モータＭ１と第２油圧モータＭ２とによって構成されている。作業機１００は、第１油圧モータＭ１および第２油圧モータＭ２の出力軸から、対応する前車輪２および後車輪３にチェーン（不図示）で駆動力を伝達するようになっている。

油圧機構１は、第１油圧モータＭ１および第２油圧モータＭ２に供給される作動油の量および流れる方向を、互いに独立して制御する。このため、第１油圧モータＭ１および第２油圧モータＭ２はそれぞれ、左右の前車輪２および後車輪３を互いに独立して正回転または逆回転させるように駆動させることが可能である。なお、作業機１００は、上記構成に限らず、左右の油圧モータＭが前車輪２または後車輪３の一方のみを駆動するようにしてもよい。

なお、作業機１００が前車輪２と後車輪３とを備えている構成に代えて、機体４の左右にクローラ走行装置を備え、左右のクローラ走行装置を各別に駆動するように、機体４の左右に油圧モータＭを備えてもよい。

（油圧機構１の構成）
図２は、本発明の実施形態に係る油圧機構１の構成を示す図である。図２においては、油圧機構１の底面図が符号２００１に示され、斜視図が符号２００２に示されている。

図２に示すように、油圧機構１は、ポンプ本体３０と、第１シリンダ３１ａと、第２シリンダ３１ｂと、第１サーボピストン３２ａと、第２サーボピストン３２ｂとを備える。ポンプ本体３０は、上述した第１油圧ポンプＰ１および第２油圧ポンプＰ２を収容する。第１油圧ポンプＰ１および第２油圧ポンプＰ２は、原動機５からの動力が伝達される駆動軸１２に沿って配置され、原動機５からの動力を、油圧を介して油圧モータＭ（図１参照）に伝達する。

第１油圧ポンプＰ１および第２油圧ポンプＰ２は、それぞれ第１サーボピストン３２ａまたは第２サーボピストン３２ｂの動作により、吐出する油の量を変化させることが可能なように構成されている。第１油圧ポンプＰ１および第２油圧ポンプＰ２の詳細な構成については、後述する。

第１シリンダ３１ａおよび第２シリンダ３１ｂは、これらの長軸が駆動軸１２の軸芯Ｘの方向に対して角度をなす方向に沿うように、ポンプ本体３０に配置されている。本実施形態では、第１シリンダ３１ａおよび第２シリンダ３１ｂは、駆動軸１２の軸芯Ｘの方向に対して垂直な方向（９０度の角度をなす方向）に沿って、ポンプ本体３０に配置されている。ただし、第１シリンダ３１ａおよび第２シリンダ３１ｂは、駆動軸１２の軸芯Ｘの方向に対して垂直な方向とは異なる方向に沿って、ポンプ本体３０に配置されていてもよい。

第１サーボピストン３２ａおよび第２サーボピストン３２ｂは、第１シリンダ３１ａおよび第２シリンダ３１ｂの内部にそれぞれ収容されている。第１サーボピストン３２ａおよび第２サーボピストン３２ｂは、第１油圧ポンプＰ１および第２油圧ポンプＰ２のそれぞれの油の吐出量を変化させる。第１サーボピストン３２ａおよび第２サーボピストン３２ｂは、それぞれ駆動軸１２の軸芯Ｘの方向と交差する方向の動作軸芯（第１シリンダ軸芯）Ｙ１および動作軸芯（第２シリンダ軸芯）Ｙ２に沿って動作する。本実施形態では、動作軸芯Ｙ１および動作軸芯Ｙ２は、軸芯Ｘに対して垂直であり、動作軸芯Ｙ１および動作軸芯Ｙ２は互いに平行である。第１シリンダ３１ａは、長軸が動作軸芯Ｙ１と同軸芯になるように配置されている。第２シリンダ３１ｂは、長軸が動作軸芯Ｙ２と同軸芯になるように配置されている。

第１シリンダ３１ａは、第１油圧ポンプＰ１の斜板角を制御する機能を有するものであり、軸芯Ｘに直交する方向視（図２の符号２００１に示す底面視）において第１油圧ポンプＰ１と一部重複する位置に配置される。これと同様に、第２シリンダ３１ｂは、第２油圧ポンプＰ２の斜板角を制御する機能を有するものであり、軸芯Ｘに沿う方向視（図２の符号２００１に示す底面視）において第２油圧ポンプＰ２と一部重複する位置に配置される。

図３は、第１油圧ポンプＰ１および第１油圧モータＭ１の構成を模式的に示す断面図である。第２油圧ポンプＰ２も第１油圧ポンプＰ１と同様の構成を有する。第２油圧モータＭ２も第１油圧モータＭ１と同様の構成を有する。

図３に示すように、第１油圧ポンプＰ１は、シリンダユニット４０Ａ、第１ピストン４１、第２ピストン４２、および可変斜板４５を備える。シリンダユニット４０Ａは、第１ピストン４１および第２ピストン４２が挿入されるシリンダ部を有する筐体である。シリンダユニット４０Ａは、駆動軸１２と一体に回転する。第１ピストン４１および第２ピストン４２は、シリンダユニット４０Ａのシリンダ部に挿入されて第１油室４１ａおよび第２油室４２ａを形成するピストンである。第１ピストン４１および第２ピストン４２の移動方向は、駆動軸１２に平行である。また、第１ピストン４１および第２ピストン４２は、動作軸芯Ｙ１および動作軸芯Ｙ２を含む平面に垂直な方向から見た場合において、駆動軸１２に対して互いに逆に位置する。可変斜板４５は、中央に駆動軸１２が貫通する開口を有する円板状の部材である。図３では、可変斜板４５は、２つの部材であるように見えるが、実際には１つの円板状の部材である。可変斜板４５には第１ピストン４１および第２ピストン４２が当接する。

図３に示すように、第１油圧モータＭ１は、シリンダユニット４０Ｂ、第３ピストン４３、第４ピストン４４、固定斜板４６、および出力軸４７を備える。シリンダユニット４０Ｂは、第３ピストン４３および第４ピストン４４が挿入されるシリンダ部を有する筐体である。第３ピストン４３および第４ピストン４４は、シリンダユニット４０Ｂのシリンダ部に挿入されて第３油室４３ａおよび第４油室４４ａを形成するピストンである。第３油室４３ａは、第２油室４２ａと連通している。第４油室４４ａは、第１油室４１ａと連通している。固定斜板４６は、中央に出力軸４７が貫通する開口を有する円板状の部材である。固定斜板４６には第３ピストン４３および第４ピストン４４が当接する。出力軸４７はシリンダユニット４０Ｂと一体に回転する軸である。

図３に示した状態から、原動機からの動力により駆動軸１２およびシリンダユニット４０Ａが回転すると、第２ピストン４２は、可変斜板４５に当接しながらシリンダユニット４０Ａに押し込まれる。このため、第２油室４２ａ内の油に、第３油室４３ａ内へ向かう流れが生じる。当該流れにより、第３ピストン４３は、固定斜板４６に当接しながら、第３油室４３ａが拡張される方向に移動する。その結果、シリンダユニット４０Ｂおよび出力軸４７が回転する。

シリンダユニット４０Ｂおよび出力軸４７が回転することで、第４ピストン４４は、固定斜板４６に当接しながらシリンダユニット４０Ｂに押し込まれる。このため、第４油室４４ａ内の油に、第１油室４１ａへ向かう流れが生じる。当該流れにより、第１ピストン４１は、第１油室４１ａが拡張される方向に移動し、駆動軸１２およびシリンダユニット４０Ａが回転しても可変斜板４５に当接した状態となる。

油圧ポンプＰにおいては、斜板角が軸芯Ｘに対して直交する中立姿勢に設定されることで、作動油の吐出が停止する。また、油圧ポンプＰにおいては、中立姿勢を基準に斜板角が一方に向けて増大することで、油圧モータＭに対し作業機１００を前進させる方向に供給される作動油の油量が増大する。また、油圧ポンプＰにおいては、中立姿勢を基準に斜板角が他方に向けて増大することで、作業機１００を後進させる方向に供給される作動油の油量が増大する。

（斜板角の変更）
図４は、第１サーボピストン３２ａによる可変斜板４５の角度の変更について説明するための図である。第２サーボピストン３２ｂによる可変斜板４５の角度の変更についても同様である。図４の符号４００１は、第１シリンダ３１ａおよび第１サーボピストン３２ａを、動作軸芯Ｙ１を含む平面で切断した断面を示す図である。図４の符号４００２は、第１シリンダ３１ａおよび第１サーボピストン３２ａを、動作軸芯Ｙ１に垂直な平面で切断した断面を示す図である。図４に示す第１サーボピストン３２ａの構成は、あくまで一例であり、油圧機構１が備え得る第１サーボピストン３２ａの構成は特に限定されない。

図４の符号４００１および４００２に示すように、第１サーボピストン３２ａの外周部に斜板操作溝３６が形成されている。斜板操作溝３６は、第１サーボピストン３２ａの全周にわたって形成され、環状溝になっている。可変斜板４５の上部から被操作突部４５ａが上向きに突設されている。可変斜板４５は、被操作突部４５ａの移動に応じて、所定の傾動支点Ｚを中心とする円弧経路に沿って移動するように構成されている。

被操作突部４５ａの上端部が斜板操作溝３６に係入され、第１サーボピストン３２ａと可変斜板４５とが連係されている。このため、第１サーボピストン３２ａを移動させることで、可変斜板４５の角度を変更できる。上述したとおり、可変斜板４５の角度、すなわち斜板角に応じて、第１油圧ポンプＰ１および第２油圧ポンプＰ２のそれぞれの油の吐出量が変化する。すなわち、第１サーボピストン３２ａおよび第２サーボピストン３２ｂは、第１油圧ポンプＰ１および第２油圧ポンプＰ２のそれぞれの油の吐出量を変化させる。

（シリンダの位置関係）
図２に示すように、油圧機構１において、第１シリンダ３１ａが有する長軸の中点Ｃ１と第２シリンダ３１ｂが有する長軸の中点Ｃ２とを結ぶ線分Ｌの方向は、軸芯Ｘの方向に対して角度をなしている。このため、油圧機構１の、軸芯Ｘの周りでのねじり振動に対する剛性は、線分Ｌが軸芯Ｘの方向に対して角度をなしていない場合と比較して低下する。すなわち、当該ねじり振動についての固有振動数が小さくなる。

本願発明者らは、（ｉ）ポンプ本体３０の体積Ｐと第１シリンダ３１ａおよび第２シリンダ３１ｂの個々の体積ＱとがＰ×０．０２≦Ｑを満たし、かつ、（ｉｉ）ポンプ本体３０の材質密度Ｓと第１シリンダ３１ａおよび第２シリンダ３１ｂの材質密度ＴとがＳ×０．７≦Ｔ≦Ｓ×１．３を満たす場合における、第１シリンダ３１ａおよび第２シリンダ３１ｂとポンプ本体３０との好ましい位置関係を見出した。

図５は、ポンプ本体３０と、第１シリンダ３１ａおよび第２シリンダ３１ｂとの位置関係の例を説明する図である。図５に示すように、ポンプ本体３０の駆動軸１２に沿った方向における、
（ｉ）駆動軸１２の軸芯Ｘと、第１シリンダ３１ａまたは第２シリンダ３１ｂが有する長軸の中点Ｃ１またはＣ２との間の最短距離Ｂと、
（ｉｉ）ポンプ本体３０の駆動軸１２に対して垂直な方向における幅Ａと、
の関係は、下記（１）式
Ａ×０．２≦Ｂ・・・（１）
で表されることが好ましい。上記（１）式を満たす油圧機構１によれば、上記（１）式を満たさない油圧機構と比べて、固有振動数を少ないほうにシフトすることができる。したがって、油圧機構１において生じる振動音をさらに低減できる。

なお、第１シリンダ３１ａについての最短距離ＢをＢ１、第２シリンダ３１ｂについての最短距離ＢをＢ２とした場合、Ｂ１とＢ２とは互いに異なっていてもよい。ただし、Ｂ１＝Ｂ２であることが好ましい。この場合、油圧機構１において、上述したねじり振動が励起されやすくなるため、油圧機構１の固有振動数がさらに小さくなる。したがって、油圧機構１において生じる振動音をさらに低減できる。

図６は、ポンプ本体３０と、第１シリンダ３１ａおよび第２シリンダ３１ｂとの位置関係の別の例を説明する図である。（ｉ）第１シリンダ３１ａまたは第２シリンダ３１ｂが有する長軸と、ポンプ本体３０が有する、駆動軸１２に沿った方向における軸の中点Ｃ３との最短距離Ｃと、（ｉｉ）第１シリンダ３１ａまたは第２シリンダ３１ｂが有する長軸とポンプ本体３０の駆動軸に沿った方向における端部との間の距離Ｄとの関係は、下記（２）式
Ｃ／Ｄ≧１・・・（２）
で表されることが好ましい。上記（２）式を満たす油圧機構１によれば、上記（２）式を満たさない油圧機構と比べて、固有振動数を少ないほうにシフトさせることができる。したがって、油圧機構１において生じる振動音をさらに低減できる。

なお、第１シリンダ３１ａについての距離ＤをＤ１、第２シリンダ３１ｂについての距離ＤをＤ２とした場合、Ｄ１とＤ２とは互いに異なっていてもよい。ただし、Ｄ１＝Ｄ２であることが好ましい。この場合、油圧機構１において、上述したねじり振動が励起されやすくなるため、油圧機構の固有振動数がさらに小さくなる。したがって、油圧機構において生じる振動音をさらに低減できる。

図５および図６に示すように、本実施形態では動作軸芯Ｙ１およびＹ２は互いに平行となるように構成されている。ただし動作軸芯Ｙ１およびＹ２は必ずしも平行である必要はない。動作軸芯Ｙ１およびＹ２のなす角が４５°以下であれば、上述したとおり第１シリンダ３１ａおよび第２シリンダ３１ｂを配置することで、上記の効果を奏する。

（モデルによる検証）
図７は、本実施形態に係る油圧機構１のモデルを示す図である。図７において、符号７００１は斜視図、符号７００２は側面図、符号７００３は底面図である。図８は、比較例に係る油圧機構９のモデルを示す図である。図８において、符号８００１は斜視図、符号８００２は側面図、符号８００３は底面図である。

図７および図８に示すように、油圧機構１および油圧機構９のモデルは、駆動軸１２の軸芯Ｘの方向を長手方向とする直方体形状のポンプ本体３０に、円筒形状の第１シリンダ３１ａおよび第２シリンダ３１ｂが取り付けられた形状を有する。第１シリンダ３１ａおよび第２シリンダ３１ｂは、ポンプ本体３０の、長手方向に平行な１つの側面の、長手方向における両端に取り付けられている。ポンプ本体３０は、当該ポンプ本体３０を長手方向に２分割する仕切り板３０ａを備える。軸芯Ｘは、仕切り板３０ａの中心を通る。

図２と同様、図７に示した油圧機構１において、中点Ｃ１および第１シリンダ３１ａが有する長軸の中点Ｃ１と第２シリンダ３１ｂが有する長軸の中点Ｃ２とを結ぶ線分Ｌの方向は、軸芯Ｘの方向に対して角度をなしている。図７に示したモデルにおいては、軸芯Ｘに垂直な方向におけるポンプ本体３０の幅は１５０ｍｍである。また、軸芯Ｘと、第１シリンダ３１ａまたは第２シリンダ３１ｂが有する長軸の中点Ｃ１またはＣ２との間の最短距離は、５０ｍｍである。したがって、図７に示したモデルは上記（１）式を満たす。また、第１シリンダ３１ａおよび第２シリンダ３１ｂはそれぞれ、ポンプ本体３０の端部に位置する。すなわち、第１シリンダ３１ａまたは第２シリンダ３１ｂが有する長軸とポンプ本体３０の駆動軸に沿った方向における端部との間の距離Ｄは０であり、上記（２）式を満たす。ポンプ本体３０の体積Ｐは１．８６×１０^６ｍｍ^３、第１シリンダ３１ａおよび第２シリンダ３１ｂの個々の体積Ｑは４．１２×１０^５ｍｍ^３であり、Ｐ×０．０２≦Ｑを満たす。また、ポンプ本体３０の材質密度Ｓと第１シリンダ３１ａおよび第２シリンダ３１ｂの材質密度Ｔとは同じであり、Ｓ×０．７≦Ｔ≦Ｓ×１．３を満たす。

油圧機構９においては、油圧機構１とは異なり、第１シリンダ３１ａが有する長軸の中点Ｃ１と第２シリンダ３１ｂが有する長軸の中点Ｃ２とを結ぶ線分Ｌの方向は、軸芯Ｘの方向と一致しており、角度をなさない。ポンプ本体３０、第１シリンダ３１ａおよび第２シリンダ３１ｂの体積および材質密度については、油圧機構１と同様である。

図７および図８に示したモデルにおいて、所定の作用点に単位力を作用させ、所定の振動応答点に現れる応答を検証するシミュレーションを行った。

図９は、油圧機構１および油圧機構９のそれぞれにおける単位力の作用点ＦＰおよび方向、ならびに振動応答点ＲＰおよび方向を示す図である。図９においては、油圧機構１における単位力の作用点ＦＰおよび方向、ならびに振動応答点ＲＰおよび方向が、符号９００１で示されている。また、油圧機構９における単位力の作用点ＦＰおよび方向、ならびに振動応答点ＲＰおよび方向が、符号９００２で示されている。

単位力の作用点ＦＰは、仕切り板３０ａの中心、すなわち軸芯Ｘと仕切り板３０ａとの交点である。単位力の方向は、矢印ＦＤで示す、仕切り板３０ａに垂直、かつ第１シリンダ３１ａから第２シリンダ３１ｂへ向かう方向である。振動応答点ＲＰは、第１シリンダ３１ａの一端に位置する点である。油圧機構１においては、当該一端は、ポンプ本体３０から離隔した側の一端である。振動の方向は、矢印ＲＤで示す、単位力の方向に垂直、かつポンプ本体３０から離隔する方向である。

油圧機構１および油圧機構９のそれぞれについて、作用点ＦＰに対して矢印ＦＤの方向に単位力を所定の周波数で作用させた場合における、振動応答点ＲＰにおいて矢印ＲＤの方向に表れる振動応答について、シミュレーションを行った。

図１０は、油圧機構１の振動の固有モードを示す図である。図１０においては、油圧機構１の振動による当該油圧機構１の形状の変化が符号１０００１～１０００３に示されている。図１１は、油圧機構９の振動の固有モードを示す図である。振動の固有モードは、油圧機構１および９の、剛性および質量、ならびに振動の減衰のされやすさなどのバランスによって決定される。図１１においては、油圧機構９の振動による当該油圧機構９の形状の変化が符号１１００１～１１００３に示されている。図１０および図１１に示すように、油圧機構１および油圧機構９のそれぞれにおける振動の固有モードは、いずれも軸芯Ｘの周りでのねじり振動のモードであった。

図１２は、油圧機構１および油圧機構９の、単位力の周波数と振動応答との関係を示すグラフである。図１２において横軸は単位力の周波数、縦軸は伝達関数を示す。図１２における伝達関数は、振動応答点ＲＰに生じた加速度の大きさを、作用点ＦＰに加えた単位力の大きさで割った値である。すなわち、伝達関数は、単位力の作用点から応答点（評価点）まで、力をどれだけ伝えるかの倍率を示すものである。図１２においては、油圧機構１の振動応答が実線で、油圧機構９の振動応答が破線で、それぞれ示されている。また、図１２においては、油圧機構１および油圧機構９の入力周波数領域（共通）が網掛けで示されている。

シミュレーションにおいて、油圧機構９の伝達関数がピークを示す振動数は１３６０Ｈｚであった。一方、油圧機構１の伝達関数がピークを示す振動数は１１８７Ｈｚであった。すなわち、油圧機構１においては、油圧機構９と比較して伝達関数のピークが低周波側へシフトしていた。

なお、上記のシミュレーション結果は一例に過ぎない。第１油圧ポンプＰ１および第２油圧ポンプＰ２の入力周波数領域は機種により異なる。また、油圧機構１の固有振動数は、第１シリンダ３１ａおよび第２シリンダ３１ｂの位置関係だけでなく、油圧機構１を構成する部材の材質などによっても異なる。このため、油圧機構１の設計時には、第１油圧ポンプＰ１および第２油圧ポンプＰ２の入力周波数領域、および、油圧機構１を構成する部材の材質なども考慮した上で、第１シリンダ３１ａおよび第２シリンダ３１ｂの位置関係を決定すればよい。

（油圧機構１の効果）
一般に、油圧機構においては、ポンプで作用力が発生し、当該作用力に起因する振動が本体からハウジングへ伝搬される。振動がハウジングの壁面から放射されて空気中を伝搬し、周囲の人間の耳に届くことで、当該周囲の人間が振動音を騒音として感じる。

油圧機構の振動音を低減する方法の１つとして、油圧機構の剛性を向上させることが挙げられる。この場合、油圧機構の固有振動数を高周波側へシフトさせることで、油圧機構の入力周波数領域を外れさせることができる。しかしながら、油圧機構の剛性を向上させる場合には、当該油圧機構の重量が増大するという問題が生じる。したがって、この方法では、近年の作業機の開発におけるトレンドとなっている、コンポーネントの軽量化に逆行することとなる。

油圧機構１においては、第１シリンダ３１ａおよび第２シリンダ３１ｂを上記のとおり配置することで、軸芯Ｘの周りでねじれやすくし、伝達関数のピークを低周波側へシフトさせている。これにより、油圧機構１においては、油圧ポンプで発生した振動がハウジングへ伝搬されにくくなる。したがって、油圧機構１によれば、軽量化した場合でも振動音を低減可能な油圧機構を実現できる。

本発明は上述した各実施形態に限定されるものではなく、請求項に示した範囲で種々の変更が可能であり、異なる実施形態にそれぞれ開示された技術的手段を適宜組み合わせて得られる実施形態についても本発明の技術的範囲に含まれる。

１油圧機構
１２駆動軸
３０ポンプ本体
３１ａ第１シリンダ
３１ｂ第２シリンダ
３２ａ第１サーボピストン
３２ｂ第２サーボピストン
１００作業機
Ｍ１第１油圧モータ（駆動機構）
Ｍ２第２油圧モータ（駆動機構）
Ｐ１第１油圧ポンプ
Ｐ２第２油圧ポンプ

Claims

原動機からの動力が伝達される駆動軸に沿って配置され、前記動力を、油圧を介して駆動機構に伝達する油圧ポンプであって、吐出する油の量を変化させることが可能な第１油圧ポンプおよび第２油圧ポンプを収容したポンプ本体と、
長軸が前記駆動軸の軸芯の方向に対して角度をなす方向に沿うように、前記ポンプ本体に配置された第１シリンダおよび第２シリンダと、
前記第１および第２シリンダの内部にそれぞれ収容され、前記第１および第２油圧ポンプのそれぞれの油の吐出量を変化させる第１サーボピストンおよび第２サーボピストンとを備え、
前記第１シリンダが有する長軸の中点と前記第２シリンダが有する長軸の中点とを結ぶ線分の方向は、前記駆動軸の軸芯の方向に対して角度をなしている油圧機構。
前記ポンプ本体の前記駆動軸に沿った方向における、前記駆動軸の軸芯と、前記第１または第２シリンダが有する長軸の中点との間の最短距離Ｂと、前記ポンプ本体の前記駆動軸に対して垂直な方向における幅Ａとの関係は、下記（１）式
Ａ×０．２≦Ｂ・・・（１）
で表される請求項１に記載の油圧機構。
前記第１または第２シリンダが有する長軸と、前記ポンプ本体が有する、前記駆動軸に沿った方向における軸の中点との最短距離Ｃと、前記第１または第２シリンダが有する長軸と前記ポンプ本体の前記駆動軸に沿った方向における端部との間の距離Ｄとの関係は、下記（２）式
Ｃ／Ｄ≧１・・・（２）
で表される請求項１または２に記載の油圧機構。
前記最短距離Ｂのうち、前記ポンプ本体の前記駆動軸に沿った方向における、前記駆動軸の軸芯と、前記第１シリンダが有する長軸の中点との間の最短距離をＢ１とし、前記ポンプ本体の前記駆動軸に沿った方向における、前記駆動軸の軸芯と、前記第２シリンダが有する長軸の中点との間の最短距離をＢ２とした場合、Ｂ１＝Ｂ２である請求項２に記載の油圧機構。
前記距離Ｄのうち、前記第１シリンダが有する長軸と前記ポンプ本体の前記駆動軸に沿った方向における端部との間の距離をＤ１、前記第２シリンダが有する長軸と前記ポンプ本体の前記駆動軸に沿った方向における端部との間の距離をＤ２とした場合、Ｄ１＝Ｄ２である請求項３に記載の油圧機構。
請求項１～５のいずれか１項に記載の油圧機構を備える作業機。