JP2816145B2 - 全静圧軸受支持形アキシアルピストン機械のスラスト静圧軸受支持装置 - Google Patents
全静圧軸受支持形アキシアルピストン機械のスラスト静圧軸受支持装置Info
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Description
【発明の詳細な説明】
〔産業上の利用分野〕
本発明は高圧で使用される全静圧軸受支持形斜軸式ア
キシアルピストン機械に係り、特に省エネ化、高性能化
及び高耐久性化に好適な該機械のスラスト静圧軸受支持
装置に関する。 〔従来の技術〕 従来の装置は、例えば特開昭59−131776号に記載のよ
うに各ピストン毎に対応して静圧パッドを設けることに
よりスラスト荷重を支持する構造になつている。 一方、この種のアキシアルピストン機械では吐出圧力
に寄与するピストン本数は、総ピストン本数に応じてそ
れぞれ変化する。例えば一例として、総ピストン本数が
９本の場合には、５本ピストンのときと４本ピストンの
ときがある。したがつて、ピストン反力荷重の合力は、
吐出圧力領域に位置するピストン本数に連動すると共
に、駆動軸の回転数に比例して、一般的に数字の“8"の
ような軌跡を描く。このピストン反力の動的挙動に伴
い、複数のピストンロツド部材を支持する駆動軸の駆動
デイスク部には、単なるスラスト荷重のみならず、モー
メント荷重も作用することになる。このモーメント荷重
の支持は、最終的には静圧パツドにて支持することにな
るが、この場合、吸込圧力側に位置する静圧パツドにも
当然モーメント荷重が作用することになる。 〔発明が解決しようとする問題点〕 上記従来技術では、駆動デイスク軸芯の偏心による影
響を考慮していなかつたため、静圧パツド相互間におけ
るピストン反力負荷の支持割合に大きな差異をもたらし
た。これにより、動きに関してお互いに逆相関係にある
静圧パツド同士における相対変位差を増大せしめた。 この結果、駆動デイスクを著しく傾斜せしめ、静圧パ
ツドシユー面からの洩れ量増大及び静圧パツドシユー部
片当りによる偏摩耗増大等の問題点を有していた。 本発明の目的は、高耐久寿命を有する全静圧軸受支持
形アキシアルピストン機械を提供することにある。 〔問題点を解決するための手段〕 上記目的は、ハウジングカバーと、このハウジングカ
バー内に支承されたシャフトと、このシャフトに設けた
駆動ディスクとからなる駆動軸と、複数のシリング孔を
備え、ハウジングカバー内で前記駆動軸に対して傾斜し
て回転可能に支持されたシリンダブロックと、一方が前
記シリンダ孔に前後動自在に挿入され、他方が駆動ディ
スクに連結されたピストンと、前記駆動ディスクの端面
に対向するように前記ハウジングカバー側に設けた第１
の静圧パッドと、前記駆動ディスクの外周に対向するよ
うにハウジングカバー側に設けた第２の静圧パッドとを
備え、前記第１の静圧パッドは、駆動軸の軸線に対して
直角な面内における直交する軸をＸ軸、Ｙ軸とし、ピス
トン反力の合力の着力点側に配設する第１の静圧パッド
の負荷容量の和をWL、反着力点側に配設する第１の静圧
パッドの負荷容量をWR、ピストン反力の合力の着力点側
に配設し、かつ平均ピストン反力の合力の着力点から該
着力点側の第１の静圧パッドの中心間を結ぶ線がＸ軸と
交わる点までの距離をeL、前記平均ピストン反力の合力
の着力点からの反着力点側の第１の静圧パッド中心まで
のＸ軸上の距離をeRとするとき、WL・eL＝WR・eRの関係
を満たす位置に配置してなる全静圧軸受支持形アキシャ
ルピストン機械において、前記第１の静圧パッドは、駆
動軸の軸線に対して直角な面内における直交する軸をｘ
軸、ｙ軸とするとき、前記のピストン反力の反着力点側
で且つｘ軸より上側の領域に配設される第１の静圧パッ
ドの受ける圧力を他の領域の第１の静圧パッドの受ける
圧力よりも小さくしたことにより達成される。 〔作用〕 静圧パツドの構成を前記の如くすることにより、ピス
トン反力のスラスト成分並びにスラスト成分に基づくモ
ーメント成分を支持するとき、ピストン油圧反力の合力
の平均着力点が下方に偏心したことにより、前記対称面
に関して吸入行程側で、且つ軸受スリーブの軸心よりシ
リンダブロック側に位置する静圧パッドの絶対変位量を
抑制し、且つ対称面に関し吸入行程側と吐出行程側に位
置し、しかも、動きが逆相関係にある静圧パツド同士の
相対変位差を最小にするようにした。 それによつて、該駆動デイスク端面と静圧パツドシユ
ー面とで形成される接触平面が傾斜することを防止でき
るので、静圧パツドシユー部からの洩れ量の最小化及び
静圧パツドシユー部の偏摩耗を防止し、該ピストンポン
プ機械に高耐久寿命を付与できる。 〔実施例〕 以下、本発明の一実施例を第１図及び第２図により説
明する。 アキシアルピストン機械はハウジングカバー１と複数
のシリンダ孔２を備えたシリンダブロツク３と、シリン
ダ孔２内を軸方向に移動自在で、且つピストンロツド４
に固着されたピストン５から成る。該ピストンロツド４
は該アキシアルピストン機械の操作入力軸（図示せず）
と連結するシヤフト6A及び駆動デイスク6Bとからなる駆
動軸本体6のうち、該駆動デイスク6B内に枢着されてい
る。また、アキシアルピストン機械の該シヤフト6Aに対
して入力が付加されない状態において、アキシアルピス
トン機械の該シヤフト6Aと該駆動デイスク6Bとはお互い
にスプライン軸結合部７にて半径方向に特定の隙間を保
つて嵌合している。さらに、該シヤフト6Aの外周と軸受
スリーブ８の間には、該シヤフト6Aを回転自在に支持す
るための軸受９が配設されている。また、該シリンダブ
ロツク３は、球面自在継手あるいはセンタロツド（共に
図示せず）を介して、回転自在に設けられ、且つ、セン
タシヤフト10により作動媒体の吸込ポート11A及び吐出
ポート11Bを有する弁板11を介して、ヘツドカバー12上
に支持される。ヘツドカバー12には吸込ポート12A及び
吐出ポート12Bが設けられ、これらのポートは弁板11上
の吸込ポート11A及び吐出ポート11Bとそれぞれ連通して
いる。球面自在継手も球面軸受（共に図示せず）を備え
駆動デイスク6B内に枢着されている。 図示されていないシリンダブロツク３の傾斜角度を変
更するための調節装置は、ヨーク（図示せず）に作用す
る。傾斜角度の変更によつて、該シリンダ孔２のピスト
ン５の行程を変更する。駆動デイスク6Bとシヤフト6Aと
は、スプライン軸部７により連結され、シヤフト6Aは、
アキシアルピストン機械の操作法に従つて、入力軸とし
て作用する。 また、軸受スリーブ８は室13を含み、室13の中には絞
り部14及び圧力室15から構成される静圧軸受パツド16の
ロツド部17が挿入され、且つ静圧軸受パツド16のフラン
ジ部18は、軸受スリーブ８の軸方向と直角な端面20及び
駆動デイスク6Bの端面21の間に、両端面20,21と接する
よう介在している。 前記のように、静圧軸受パツド16は、絞り部14及び圧
力室15を有し、第２図に示す如く、固定側の軸受スリー
ブ８に対して、ピストン油圧反力の合力の平均着力点に
関するモーメントがバランスする位置に配設されてい
る。さらに、静圧軸受パツド16のロツド部17の端面19に
は、直接吐出圧力Pdを有する作動媒体が導かれ、絞り部
14を介して圧力室15と連通している。 一方、駆動デイスク6Bは、ハウジング１内に配置され
る軸受スリーブ22上のラジアルスライド軸受として外周
面で支持される。 駆動軸6Bの周囲には少なくとも90°ピツチで４個以
上、最小でもピストン５の本数に対応した圧力室23が軸
受スリーブ22の内周面上に備えられる。軸受スリーブ22
の外周面には吐出圧力Pdの供給ポート24が圧力室23に対
応して設けられ、且つ、供給ポート24と圧力室23とは、
圧力室23の静圧を負荷に対応して制御するための絞り部
25を介して連通している。 次に上述の如く、構成してなる全静圧軸受支持形斜軸
式アキシアルピストン機械の動作について説明する。 アキシアルピストン機械において、吐出圧力Pd及び吐
出圧力を発生す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、ピストン反力荷重及びモーメ
ント荷重が駆動軸６の回転数と同期し変化しながら駆動
ディスク6Bに作用する。一方、この駆動ディスク6B上に
作用した荷重は、該ピストンロッド４の支持面におい
て、駆動ディスク6Bの軸方向の分力と半径方向の分力と
に拡散される。また、軸受スリーブの駆動ディスク摺動
面を含む平面において、前記対称面上にあって前記軸6A
の軸心を通る中心軸と直交し、シリンダブロック軸が傾
体している方向を正の方向とするｙ軸と、ｙ軸と直交し
ｙ軸に関して吐出行程側を正の方向とするｘ軸につい
て、ピストン反力によつてｘ軸,y軸回りのモーメント荷
重が誘発される。このように２方向に拡散された荷重及
びモーメントからなる負荷は、静圧軸パツド16及び軸受
スリーブ22の内周面に設けたそれぞれ圧力室15,23にお
ける静圧が、流体静力学的及び流体動力学的に作用する
スライド軸受によつて支持される。特に、負荷のうち駆
動デイスクの軸方向成分及びモーメント成分は、第２図
に示した如く、軸受スリーブ８におけるピストン油圧反
力の吐出行程側（負荷側、図２のＡ側）及び吸入行程側
（反負荷側、図２のＢ側）に対して、ピストン油圧反力
の合力の平均着力点（数字の８の中心）に関するモーメ
ントがバランスするように独立に配設した４個の浮遊式
円形静圧支持パッドで支持される。これにより、負荷が
作用する駆動デイスク6Bは、静圧軸受パツド16及び軸受
スリーブ22により流体静力学的及び流体動力学的スライ
ド軸受で機械ハウジング１内の軸方向及び半径方向に支
持される。 ここで、駆動デイスク6Bの軸方向に作用する負荷の支
持形態について詳細に検討する。 いま、総ピストン本数をＺ本とするとき、第２図に示
した如く、吐出圧力側に位置するピストン本数が のように変化すると、これに伴い、ピストン反力荷重の
合力の着力点の軌跡も第２図に示す如く、数字の“8"の
字を描くように変動する。 したがつて、駆動デイスク6Bには、駆動デイスク6Bの
軸方向成分の単なるスラスト荷重のみならず、ｘ軸及び
ｙ軸回りのモーメント荷重も作用する。しかし、本実施
例では負荷に対して駆動デイスクの軸方向成分のつりあ
い並びに、ピストン反力の平均合力着力点に関するモー
メントバランスを考慮し、４個の浮遊式円形静圧パツド
16a〜16dを第２図に示すような適正な位置に配置してあ
る。したがつて、スラスト荷重及びモーメント負荷は、
前記スラスト荷重及びモーメント負荷に応じて静圧パッ
ド16a〜16bの絞り部14によって作り出される静圧及び動
圧により、負荷の大きさに適応しながら流体静力学的
に、支持される。 以上の説明は、ピストン反力の合力着力点の軌跡パタ
ーンがｘ軸にに対して対称となっている場合である。す
なわち、前記着力点の軌跡の中心がｘ軸上に存在する、
いわゆる駆動ディスク6B・軸受スリーブ間に偏心が無い
理想的な挙動についてである。 一方、全静圧軸受支持形アキシアルピストン機械にお
ける該ドライブデイスク6は、半径方向に特定の隙間を
有する軸受９によつて支持され、しかも、ドライブデイ
スク７に対しては、ピストン反力のスラスト成分の他
に、ラジアル成分も同時に作用するため、該ドライブデ
イスク6のデイスク部6Bは軸受スリーブ22の内周面に、
極端に押付けられる。 ドライブデイスクのこのような挙動に伴い、第２図に
示すように、ピストン反力の合力着力点の軌跡パターン
はｘ軸より下方にδだけ偏心したｘ′軸上にトレースさ
れる。この結果、ピストン反力の合力の平均着力点に関
して、ｘ′軸まわりのモーメントバランスがくずれるた
め、４個の独立した静圧パツドにおいては、ピストン反
力負荷の支持割合がアンバランスになる。これにより、
ピストン反力負荷に対して、ドライブデイスクと静圧パ
ツドシユーとが形成する接触平面が、ドライズデイスク
軸芯に対して傾斜面を形成することになり、静圧パツド
シユーからの洩れ量増大並びに、静圧パツドシユー面の
偏摩耗増大を誘発し、該ピストン機械の省エネ、高性能
化及び高耐久化を図る上で、解決すべき重要な問題点と
なる。 そこで、本発明では従来技術における問題点を一掃す
るため、解析、実験の両面より種々検討を重ねた結果、
静圧パツドの構成を第２図に示すようにした。すなわ
ち、４個の静圧パツドのうち、ピストンの反力の吸入行
程Ｂ側の領域に位置し、且つｘ軸についてシリンダブロ
ックが配向する側に配設される静圧パッド16cのロッド
部断面積をAcとし、しかもピストン反力の吐出行程Ａ側
及び吸入行程Ｂ側の領域の特定の位置に設置した上記以
外の３個の静圧パツドのロツド部断面積をそれぞれ、
Aa，Ab，Adとし、且つこの三者相互における断面積の大
小関係をAa＝Ab＝Ad＝A0とするとき、これら２つのグル
ープに分けられた該静圧パツドのロツド部断面積の大小
関係がA0＞Acで、しかも、断面積比 を0.3≦ｍ＜1.0となるように４個の静圧パツドのロツド
部断面積を定めたことを特徴としている。 次に、上記のような静圧パツドの構成にした場合の作
用について述べる。 ピストン反力のスラスト成分及びスラスト成分に基づ
くモーメント成分の合力着力点の軌跡パターンがｘ軸よ
りδだけ偏心したｘ′軸上にある場合、静圧パツド16a,
16b,及び16dの挙動と静圧パツド16cの挙動とはお互いに
逆相関係にある。すなわち、静圧パツド16a,16b,16dで
は、ピストン反力負荷の支持割合が大きいため、静圧パ
ツドシユーと該駆動デイスク6Bの端面21との接触部に形
成される油膜厚さが薄くなる。一方、静圧パツド16cで
は、前記静圧パツド群に比べ、該パツドの動きは逆相関
係にあるため、逆に油膜厚さは厚くなる。 しかし、本発明によれば、静圧パツド16cのロツド部
断面積の大きさを特定の値に限定しているため、ピスト
ン反力の吐出行程側及び吸入行程側に位置し、お互いに
動きに関して逆相関係にある該静圧パッド間の相対変位
差を抑制することができる。すなわち、本発明では、ピ
ストン反力の合力の着力点の軌跡パターンが、ｘ軸より
も下方に８だけ偏心した場合でも、ピストン支持反力に
対して、静圧パツドの動きの同相成分はそのままとし、
逆相成分のみを大幅に低減できるようにした。これによ
つて、該駆動デイスク6Bの端面21と該静圧パツドシユー
との接触平面が傾斜することを阻止できるようにした。 ここで、静圧パツドのロツド側断面積比 を0.3≦ｍ＜1.0の範囲にしたことは次の理由による。 本発明の浮遊式静圧パツド支持方式において、静圧パ
ツドのポケツト圧力をPT、また、該静圧パツドのロツド
側に対する供給圧力をPTSとするとき、本支持方式の静
圧パツドにおける最大負荷容量WMAX（＝Ae・PT，Ae：軸
受有効受圧面積）は、PT＝PTSの場合である。すなわ
ち、PT＝PTSの場合に、静圧パツドは静圧軸受として最
大剛性を発揮することになる。 そこで、断面積比ｍに対する適正値を見出すために、
上記ｍをパラメータにとり、静圧パツドシユー面からの
洩れ流量及びこの場合における該シユー面における平均
残留面圧について種々検討した結果、第３図に示すよう
な結論を得た。 ここで、第３図は、ロツド側断面積比ｍに対するシユ
ー面からの洩れ流量比と、シユー面の供給圧力に対する
平均残留圧比との相関関係を示す。第３図において、ｍ
はロツド断面積比を示す。Q0はｍ＝１のときの洩れ流
量、Ｑ′はｍ＝１以外の場合に対応する洩れ流量とする
とき、αは前記断面積比ｍの条件に対応する洩れ流量比
を示す。また、βはシユー面における平均残留面圧σの
供給圧力PSに対する比を示す。 本図からもわかるように、該シユー面からの洩れ流量
の低減を図るためには、断面積比ｍの値を小さくすれば
よいことは一目瞭然である。しかし、ｍの値が小さくな
るにしたがつて、逆にシユー面における平均残留面圧は
増大することになる。 これにより、本支持方式が成立するためには、パラメ
ータｍに対して、αとβとの間にはおのずから、ある特
定の関係が存在することになる。したがつて、本支持方
式の実用化に際しては、この両者の関係を明確にしてお
く必要があり、今回、両者の適正な関係について、実験
を通して種々検討を重ねた結果、静圧パツドの剛性ある
いは負荷容量値から判断して、ｍの値は0.3程度が適正
下限値であることがわかつた。また、このときのβの値
について、摺動部材の組合せに基づくｐ−Ｖ値（p:平均
面圧、V:摺動速度）から吟味した結果、0.2程度である
ことがわかつた。したがつて、ｍの値の適正範囲として
は、0.3≦ｍ＜1.0となることを明らかにした。 一方、ｍの値を0.3未満にするとシユー面からの洩れ
流量は低減するが、逆にβの値が著しく増大するため、
焼付き等のトラブルを誘発することになる。これより、
本支持方式の長期使用に対する耐久寿命が不足となり、
実用上好ましくない。 この結果、本実施例によればピストン反力の合力の着
力点が偏心しても、負荷に追従し、駆動デイスク6Bの端
面21と静圧パツドとの接触面は、過大傾斜面を呈するこ
となく常に平行平面を保つように形成されるので、４個
の該静圧パツド16a〜16dと駆動デイスク6Bの端面21との
摺動面において、両者の金属接触による偏摩耗及び焼付
きなどのトラブルを未然に防止できる。また、本発明に
よれば、駆動デイスクの摺動面は該駆動デイスク軸芯に
対して、常に直角になるように作用する。これにより、
４個の該静圧パツドと該駆動デイスクとの摺動面におけ
る油膜厚さは負荷に対応してほぼ均一に形成されるた
め、摺動面からの洩れ量を最小限に抑制できる。 前記一実施例は各静圧パツドのロツド側に供給する圧
力が４個の静圧パツドに対して同一とした場合である。 一方、４個の静圧パツドのロツド部の断面積を同一
（Aa＝Ab＝Ac＝Ad）とし、さらに、反着力点側に位置す
る静圧パツドのうち、ｘ軸より上側に設けた静圧パツド
16cのロツド部に供給する圧力をPTC、これ以外の静圧パ
ツドのロツド部に供給する圧力をそれぞれPTa，PTb，P
Tdとし、且つ、PTa＝PTb＝PTd＝PT0とするとき、４個所
に配置した静圧パツドのロツド部に供給する圧力の大小
関係がPT0＞PTcで、供給圧力比 を0.3≦ｎ＜1.0となるように定めることにより、前記一
実施例と同様な作用及び効果が期待できる。 また、ここで述べた一実施例では、静圧パツドシユー
部形状が平面の場合であるが、該形状がこれ以外の形
状、例えば、球面形状でも平面の場合と同様の作用、効
果が期待できる。 また、他の実施例として、３個の静圧パツド支持方式
を第４図に示す。 本実施例は加圧ピストン本数にもとづくピストン反力
荷重変動範囲を考慮し、ピストン反力の着力点側のｘ軸
上に静圧パツド16gを１個設けた場合であるが、前記実
施例と同様の効果を発揮できる。 〔発明の効果〕 本発明によれば、駆動軸の偏芯が偏心した場合でも、
また、静圧パツドシユー部の偏摩耗を阻止できると共に
駆動デイスク摺動面における金属同士の直接接触も未然
に防止でき、しかも負荷に適応した円滑な運動を実現で
きるので、全静圧軸受支持形斜軸式アキシアルピストン
機械の高圧化が可能になると共に該アキシアルピストン
機械の長期使用に対する高耐久化が図れる。また、洩れ
量を最小にすることにより動力損失の低減を図ることが
でき、該アキシアルピストン機械の省エネ及び高性能化
が実現できる。
キシアルピストン機械に係り、特に省エネ化、高性能化
及び高耐久性化に好適な該機械のスラスト静圧軸受支持
装置に関する。 〔従来の技術〕 従来の装置は、例えば特開昭59−131776号に記載のよ
うに各ピストン毎に対応して静圧パッドを設けることに
よりスラスト荷重を支持する構造になつている。 一方、この種のアキシアルピストン機械では吐出圧力
に寄与するピストン本数は、総ピストン本数に応じてそ
れぞれ変化する。例えば一例として、総ピストン本数が
９本の場合には、５本ピストンのときと４本ピストンの
ときがある。したがつて、ピストン反力荷重の合力は、
吐出圧力領域に位置するピストン本数に連動すると共
に、駆動軸の回転数に比例して、一般的に数字の“8"の
ような軌跡を描く。このピストン反力の動的挙動に伴
い、複数のピストンロツド部材を支持する駆動軸の駆動
デイスク部には、単なるスラスト荷重のみならず、モー
メント荷重も作用することになる。このモーメント荷重
の支持は、最終的には静圧パツドにて支持することにな
るが、この場合、吸込圧力側に位置する静圧パツドにも
当然モーメント荷重が作用することになる。 〔発明が解決しようとする問題点〕 上記従来技術では、駆動デイスク軸芯の偏心による影
響を考慮していなかつたため、静圧パツド相互間におけ
るピストン反力負荷の支持割合に大きな差異をもたらし
た。これにより、動きに関してお互いに逆相関係にある
静圧パツド同士における相対変位差を増大せしめた。 この結果、駆動デイスクを著しく傾斜せしめ、静圧パ
ツドシユー面からの洩れ量増大及び静圧パツドシユー部
片当りによる偏摩耗増大等の問題点を有していた。 本発明の目的は、高耐久寿命を有する全静圧軸受支持
形アキシアルピストン機械を提供することにある。 〔問題点を解決するための手段〕 上記目的は、ハウジングカバーと、このハウジングカ
バー内に支承されたシャフトと、このシャフトに設けた
駆動ディスクとからなる駆動軸と、複数のシリング孔を
備え、ハウジングカバー内で前記駆動軸に対して傾斜し
て回転可能に支持されたシリンダブロックと、一方が前
記シリンダ孔に前後動自在に挿入され、他方が駆動ディ
スクに連結されたピストンと、前記駆動ディスクの端面
に対向するように前記ハウジングカバー側に設けた第１
の静圧パッドと、前記駆動ディスクの外周に対向するよ
うにハウジングカバー側に設けた第２の静圧パッドとを
備え、前記第１の静圧パッドは、駆動軸の軸線に対して
直角な面内における直交する軸をＸ軸、Ｙ軸とし、ピス
トン反力の合力の着力点側に配設する第１の静圧パッド
の負荷容量の和をWL、反着力点側に配設する第１の静圧
パッドの負荷容量をWR、ピストン反力の合力の着力点側
に配設し、かつ平均ピストン反力の合力の着力点から該
着力点側の第１の静圧パッドの中心間を結ぶ線がＸ軸と
交わる点までの距離をeL、前記平均ピストン反力の合力
の着力点からの反着力点側の第１の静圧パッド中心まで
のＸ軸上の距離をeRとするとき、WL・eL＝WR・eRの関係
を満たす位置に配置してなる全静圧軸受支持形アキシャ
ルピストン機械において、前記第１の静圧パッドは、駆
動軸の軸線に対して直角な面内における直交する軸をｘ
軸、ｙ軸とするとき、前記のピストン反力の反着力点側
で且つｘ軸より上側の領域に配設される第１の静圧パッ
ドの受ける圧力を他の領域の第１の静圧パッドの受ける
圧力よりも小さくしたことにより達成される。 〔作用〕 静圧パツドの構成を前記の如くすることにより、ピス
トン反力のスラスト成分並びにスラスト成分に基づくモ
ーメント成分を支持するとき、ピストン油圧反力の合力
の平均着力点が下方に偏心したことにより、前記対称面
に関して吸入行程側で、且つ軸受スリーブの軸心よりシ
リンダブロック側に位置する静圧パッドの絶対変位量を
抑制し、且つ対称面に関し吸入行程側と吐出行程側に位
置し、しかも、動きが逆相関係にある静圧パツド同士の
相対変位差を最小にするようにした。 それによつて、該駆動デイスク端面と静圧パツドシユ
ー面とで形成される接触平面が傾斜することを防止でき
るので、静圧パツドシユー部からの洩れ量の最小化及び
静圧パツドシユー部の偏摩耗を防止し、該ピストンポン
プ機械に高耐久寿命を付与できる。 〔実施例〕 以下、本発明の一実施例を第１図及び第２図により説
明する。 アキシアルピストン機械はハウジングカバー１と複数
のシリンダ孔２を備えたシリンダブロツク３と、シリン
ダ孔２内を軸方向に移動自在で、且つピストンロツド４
に固着されたピストン５から成る。該ピストンロツド４
は該アキシアルピストン機械の操作入力軸（図示せず）
と連結するシヤフト6A及び駆動デイスク6Bとからなる駆
動軸本体6のうち、該駆動デイスク6B内に枢着されてい
る。また、アキシアルピストン機械の該シヤフト6Aに対
して入力が付加されない状態において、アキシアルピス
トン機械の該シヤフト6Aと該駆動デイスク6Bとはお互い
にスプライン軸結合部７にて半径方向に特定の隙間を保
つて嵌合している。さらに、該シヤフト6Aの外周と軸受
スリーブ８の間には、該シヤフト6Aを回転自在に支持す
るための軸受９が配設されている。また、該シリンダブ
ロツク３は、球面自在継手あるいはセンタロツド（共に
図示せず）を介して、回転自在に設けられ、且つ、セン
タシヤフト10により作動媒体の吸込ポート11A及び吐出
ポート11Bを有する弁板11を介して、ヘツドカバー12上
に支持される。ヘツドカバー12には吸込ポート12A及び
吐出ポート12Bが設けられ、これらのポートは弁板11上
の吸込ポート11A及び吐出ポート11Bとそれぞれ連通して
いる。球面自在継手も球面軸受（共に図示せず）を備え
駆動デイスク6B内に枢着されている。 図示されていないシリンダブロツク３の傾斜角度を変
更するための調節装置は、ヨーク（図示せず）に作用す
る。傾斜角度の変更によつて、該シリンダ孔２のピスト
ン５の行程を変更する。駆動デイスク6Bとシヤフト6Aと
は、スプライン軸部７により連結され、シヤフト6Aは、
アキシアルピストン機械の操作法に従つて、入力軸とし
て作用する。 また、軸受スリーブ８は室13を含み、室13の中には絞
り部14及び圧力室15から構成される静圧軸受パツド16の
ロツド部17が挿入され、且つ静圧軸受パツド16のフラン
ジ部18は、軸受スリーブ８の軸方向と直角な端面20及び
駆動デイスク6Bの端面21の間に、両端面20,21と接する
よう介在している。 前記のように、静圧軸受パツド16は、絞り部14及び圧
力室15を有し、第２図に示す如く、固定側の軸受スリー
ブ８に対して、ピストン油圧反力の合力の平均着力点に
関するモーメントがバランスする位置に配設されてい
る。さらに、静圧軸受パツド16のロツド部17の端面19に
は、直接吐出圧力Pdを有する作動媒体が導かれ、絞り部
14を介して圧力室15と連通している。 一方、駆動デイスク6Bは、ハウジング１内に配置され
る軸受スリーブ22上のラジアルスライド軸受として外周
面で支持される。 駆動軸6Bの周囲には少なくとも90°ピツチで４個以
上、最小でもピストン５の本数に対応した圧力室23が軸
受スリーブ22の内周面上に備えられる。軸受スリーブ22
の外周面には吐出圧力Pdの供給ポート24が圧力室23に対
応して設けられ、且つ、供給ポート24と圧力室23とは、
圧力室23の静圧を負荷に対応して制御するための絞り部
25を介して連通している。 次に上述の如く、構成してなる全静圧軸受支持形斜軸
式アキシアルピストン機械の動作について説明する。 アキシアルピストン機械において、吐出圧力Pd及び吐
出圧力を発生す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、ピストン反力荷重及びモーメ
ント荷重が駆動軸６の回転数と同期し変化しながら駆動
ディスク6Bに作用する。一方、この駆動ディスク6B上に
作用した荷重は、該ピストンロッド４の支持面におい
て、駆動ディスク6Bの軸方向の分力と半径方向の分力と
に拡散される。また、軸受スリーブの駆動ディスク摺動
面を含む平面において、前記対称面上にあって前記軸6A
の軸心を通る中心軸と直交し、シリンダブロック軸が傾
体している方向を正の方向とするｙ軸と、ｙ軸と直交し
ｙ軸に関して吐出行程側を正の方向とするｘ軸につい
て、ピストン反力によつてｘ軸,y軸回りのモーメント荷
重が誘発される。このように２方向に拡散された荷重及
びモーメントからなる負荷は、静圧軸パツド16及び軸受
スリーブ22の内周面に設けたそれぞれ圧力室15,23にお
ける静圧が、流体静力学的及び流体動力学的に作用する
スライド軸受によつて支持される。特に、負荷のうち駆
動デイスクの軸方向成分及びモーメント成分は、第２図
に示した如く、軸受スリーブ８におけるピストン油圧反
力の吐出行程側（負荷側、図２のＡ側）及び吸入行程側
（反負荷側、図２のＢ側）に対して、ピストン油圧反力
の合力の平均着力点（数字の８の中心）に関するモーメ
ントがバランスするように独立に配設した４個の浮遊式
円形静圧支持パッドで支持される。これにより、負荷が
作用する駆動デイスク6Bは、静圧軸受パツド16及び軸受
スリーブ22により流体静力学的及び流体動力学的スライ
ド軸受で機械ハウジング１内の軸方向及び半径方向に支
持される。 ここで、駆動デイスク6Bの軸方向に作用する負荷の支
持形態について詳細に検討する。 いま、総ピストン本数をＺ本とするとき、第２図に示
した如く、吐出圧力側に位置するピストン本数が のように変化すると、これに伴い、ピストン反力荷重の
合力の着力点の軌跡も第２図に示す如く、数字の“8"の
字を描くように変動する。 したがつて、駆動デイスク6Bには、駆動デイスク6Bの
軸方向成分の単なるスラスト荷重のみならず、ｘ軸及び
ｙ軸回りのモーメント荷重も作用する。しかし、本実施
例では負荷に対して駆動デイスクの軸方向成分のつりあ
い並びに、ピストン反力の平均合力着力点に関するモー
メントバランスを考慮し、４個の浮遊式円形静圧パツド
16a〜16dを第２図に示すような適正な位置に配置してあ
る。したがつて、スラスト荷重及びモーメント負荷は、
前記スラスト荷重及びモーメント負荷に応じて静圧パッ
ド16a〜16bの絞り部14によって作り出される静圧及び動
圧により、負荷の大きさに適応しながら流体静力学的
に、支持される。 以上の説明は、ピストン反力の合力着力点の軌跡パタ
ーンがｘ軸にに対して対称となっている場合である。す
なわち、前記着力点の軌跡の中心がｘ軸上に存在する、
いわゆる駆動ディスク6B・軸受スリーブ間に偏心が無い
理想的な挙動についてである。 一方、全静圧軸受支持形アキシアルピストン機械にお
ける該ドライブデイスク6は、半径方向に特定の隙間を
有する軸受９によつて支持され、しかも、ドライブデイ
スク７に対しては、ピストン反力のスラスト成分の他
に、ラジアル成分も同時に作用するため、該ドライブデ
イスク6のデイスク部6Bは軸受スリーブ22の内周面に、
極端に押付けられる。 ドライブデイスクのこのような挙動に伴い、第２図に
示すように、ピストン反力の合力着力点の軌跡パターン
はｘ軸より下方にδだけ偏心したｘ′軸上にトレースさ
れる。この結果、ピストン反力の合力の平均着力点に関
して、ｘ′軸まわりのモーメントバランスがくずれるた
め、４個の独立した静圧パツドにおいては、ピストン反
力負荷の支持割合がアンバランスになる。これにより、
ピストン反力負荷に対して、ドライブデイスクと静圧パ
ツドシユーとが形成する接触平面が、ドライズデイスク
軸芯に対して傾斜面を形成することになり、静圧パツド
シユーからの洩れ量増大並びに、静圧パツドシユー面の
偏摩耗増大を誘発し、該ピストン機械の省エネ、高性能
化及び高耐久化を図る上で、解決すべき重要な問題点と
なる。 そこで、本発明では従来技術における問題点を一掃す
るため、解析、実験の両面より種々検討を重ねた結果、
静圧パツドの構成を第２図に示すようにした。すなわ
ち、４個の静圧パツドのうち、ピストンの反力の吸入行
程Ｂ側の領域に位置し、且つｘ軸についてシリンダブロ
ックが配向する側に配設される静圧パッド16cのロッド
部断面積をAcとし、しかもピストン反力の吐出行程Ａ側
及び吸入行程Ｂ側の領域の特定の位置に設置した上記以
外の３個の静圧パツドのロツド部断面積をそれぞれ、
Aa，Ab，Adとし、且つこの三者相互における断面積の大
小関係をAa＝Ab＝Ad＝A0とするとき、これら２つのグル
ープに分けられた該静圧パツドのロツド部断面積の大小
関係がA0＞Acで、しかも、断面積比 を0.3≦ｍ＜1.0となるように４個の静圧パツドのロツド
部断面積を定めたことを特徴としている。 次に、上記のような静圧パツドの構成にした場合の作
用について述べる。 ピストン反力のスラスト成分及びスラスト成分に基づ
くモーメント成分の合力着力点の軌跡パターンがｘ軸よ
りδだけ偏心したｘ′軸上にある場合、静圧パツド16a,
16b,及び16dの挙動と静圧パツド16cの挙動とはお互いに
逆相関係にある。すなわち、静圧パツド16a,16b,16dで
は、ピストン反力負荷の支持割合が大きいため、静圧パ
ツドシユーと該駆動デイスク6Bの端面21との接触部に形
成される油膜厚さが薄くなる。一方、静圧パツド16cで
は、前記静圧パツド群に比べ、該パツドの動きは逆相関
係にあるため、逆に油膜厚さは厚くなる。 しかし、本発明によれば、静圧パツド16cのロツド部
断面積の大きさを特定の値に限定しているため、ピスト
ン反力の吐出行程側及び吸入行程側に位置し、お互いに
動きに関して逆相関係にある該静圧パッド間の相対変位
差を抑制することができる。すなわち、本発明では、ピ
ストン反力の合力の着力点の軌跡パターンが、ｘ軸より
も下方に８だけ偏心した場合でも、ピストン支持反力に
対して、静圧パツドの動きの同相成分はそのままとし、
逆相成分のみを大幅に低減できるようにした。これによ
つて、該駆動デイスク6Bの端面21と該静圧パツドシユー
との接触平面が傾斜することを阻止できるようにした。 ここで、静圧パツドのロツド側断面積比 を0.3≦ｍ＜1.0の範囲にしたことは次の理由による。 本発明の浮遊式静圧パツド支持方式において、静圧パ
ツドのポケツト圧力をPT、また、該静圧パツドのロツド
側に対する供給圧力をPTSとするとき、本支持方式の静
圧パツドにおける最大負荷容量WMAX（＝Ae・PT，Ae：軸
受有効受圧面積）は、PT＝PTSの場合である。すなわ
ち、PT＝PTSの場合に、静圧パツドは静圧軸受として最
大剛性を発揮することになる。 そこで、断面積比ｍに対する適正値を見出すために、
上記ｍをパラメータにとり、静圧パツドシユー面からの
洩れ流量及びこの場合における該シユー面における平均
残留面圧について種々検討した結果、第３図に示すよう
な結論を得た。 ここで、第３図は、ロツド側断面積比ｍに対するシユ
ー面からの洩れ流量比と、シユー面の供給圧力に対する
平均残留圧比との相関関係を示す。第３図において、ｍ
はロツド断面積比を示す。Q0はｍ＝１のときの洩れ流
量、Ｑ′はｍ＝１以外の場合に対応する洩れ流量とする
とき、αは前記断面積比ｍの条件に対応する洩れ流量比
を示す。また、βはシユー面における平均残留面圧σの
供給圧力PSに対する比を示す。 本図からもわかるように、該シユー面からの洩れ流量
の低減を図るためには、断面積比ｍの値を小さくすれば
よいことは一目瞭然である。しかし、ｍの値が小さくな
るにしたがつて、逆にシユー面における平均残留面圧は
増大することになる。 これにより、本支持方式が成立するためには、パラメ
ータｍに対して、αとβとの間にはおのずから、ある特
定の関係が存在することになる。したがつて、本支持方
式の実用化に際しては、この両者の関係を明確にしてお
く必要があり、今回、両者の適正な関係について、実験
を通して種々検討を重ねた結果、静圧パツドの剛性ある
いは負荷容量値から判断して、ｍの値は0.3程度が適正
下限値であることがわかつた。また、このときのβの値
について、摺動部材の組合せに基づくｐ−Ｖ値（p:平均
面圧、V:摺動速度）から吟味した結果、0.2程度である
ことがわかつた。したがつて、ｍの値の適正範囲として
は、0.3≦ｍ＜1.0となることを明らかにした。 一方、ｍの値を0.3未満にするとシユー面からの洩れ
流量は低減するが、逆にβの値が著しく増大するため、
焼付き等のトラブルを誘発することになる。これより、
本支持方式の長期使用に対する耐久寿命が不足となり、
実用上好ましくない。 この結果、本実施例によればピストン反力の合力の着
力点が偏心しても、負荷に追従し、駆動デイスク6Bの端
面21と静圧パツドとの接触面は、過大傾斜面を呈するこ
となく常に平行平面を保つように形成されるので、４個
の該静圧パツド16a〜16dと駆動デイスク6Bの端面21との
摺動面において、両者の金属接触による偏摩耗及び焼付
きなどのトラブルを未然に防止できる。また、本発明に
よれば、駆動デイスクの摺動面は該駆動デイスク軸芯に
対して、常に直角になるように作用する。これにより、
４個の該静圧パツドと該駆動デイスクとの摺動面におけ
る油膜厚さは負荷に対応してほぼ均一に形成されるた
め、摺動面からの洩れ量を最小限に抑制できる。 前記一実施例は各静圧パツドのロツド側に供給する圧
力が４個の静圧パツドに対して同一とした場合である。 一方、４個の静圧パツドのロツド部の断面積を同一
（Aa＝Ab＝Ac＝Ad）とし、さらに、反着力点側に位置す
る静圧パツドのうち、ｘ軸より上側に設けた静圧パツド
16cのロツド部に供給する圧力をPTC、これ以外の静圧パ
ツドのロツド部に供給する圧力をそれぞれPTa，PTb，P
Tdとし、且つ、PTa＝PTb＝PTd＝PT0とするとき、４個所
に配置した静圧パツドのロツド部に供給する圧力の大小
関係がPT0＞PTcで、供給圧力比 を0.3≦ｎ＜1.0となるように定めることにより、前記一
実施例と同様な作用及び効果が期待できる。 また、ここで述べた一実施例では、静圧パツドシユー
部形状が平面の場合であるが、該形状がこれ以外の形
状、例えば、球面形状でも平面の場合と同様の作用、効
果が期待できる。 また、他の実施例として、３個の静圧パツド支持方式
を第４図に示す。 本実施例は加圧ピストン本数にもとづくピストン反力
荷重変動範囲を考慮し、ピストン反力の着力点側のｘ軸
上に静圧パツド16gを１個設けた場合であるが、前記実
施例と同様の効果を発揮できる。 〔発明の効果〕 本発明によれば、駆動軸の偏芯が偏心した場合でも、
また、静圧パツドシユー部の偏摩耗を阻止できると共に
駆動デイスク摺動面における金属同士の直接接触も未然
に防止でき、しかも負荷に適応した円滑な運動を実現で
きるので、全静圧軸受支持形斜軸式アキシアルピストン
機械の高圧化が可能になると共に該アキシアルピストン
機械の長期使用に対する高耐久化が図れる。また、洩れ
量を最小にすることにより動力損失の低減を図ることが
でき、該アキシアルピストン機械の省エネ及び高性能化
が実現できる。
【図面の簡単な説明】
第１図は、本発明の一実施例を表す全静圧軸受支持形斜
軸式アキシアルピストン機械のスラスト静圧軸受支持装
置の断面略図、第２図は第１図のＩ−Ｉ線断面図、第３
図は断面積比ｍに対する洩れ流量比αと供給圧力に対す
る平均面圧βとの相関関係を表わす図、第４図は本発明
になるその他の実施例を表わす図である。 １…ハウジングカバー、３…シリンダブロツク、４…ピ
ストンロツド、５…ピストン、6…駆動軸、6A…シヤフ
ト、6B…駆動デイスク、７…スプライン軸結合部、８…
軸受スリーブ、11…弁板、12…ヘツドカバー、16…浮遊
式円形静圧パツド、22…軸受スリーブ、15,23…圧力
室、14,25…絞り部。
軸式アキシアルピストン機械のスラスト静圧軸受支持装
置の断面略図、第２図は第１図のＩ−Ｉ線断面図、第３
図は断面積比ｍに対する洩れ流量比αと供給圧力に対す
る平均面圧βとの相関関係を表わす図、第４図は本発明
になるその他の実施例を表わす図である。 １…ハウジングカバー、３…シリンダブロツク、４…ピ
ストンロツド、５…ピストン、6…駆動軸、6A…シヤフ
ト、6B…駆動デイスク、７…スプライン軸結合部、８…
軸受スリーブ、11…弁板、12…ヘツドカバー、16…浮遊
式円形静圧パツド、22…軸受スリーブ、15,23…圧力
室、14,25…絞り部。
─────────────────────────────────────────────────────
フロントページの続き
(72)発明者 後藤 安晴
土浦市神立町650番地 日立建機株式会
社土浦工場内
(56)参考文献 特開 昭59−131776（ＪＰ，Ａ)
特公 平４−56149（ＪＰ，Ｂ２)
(58)調査した分野(Int.Cl.6，ＤＢ名)
F03C 1/24
F04B 1/20
F04B 21/00
Claims (1)
- (57)【特許請求の範囲】 １．ハウジングカバーと、このハウジングカバー内に支
承されたシャフトと、このシャフトに設けた駆動ディス
クとからなる駆動軸と、複数のシリング孔を備え、ハウ
ジングカバー内で前記駆動軸に対して傾斜して回転可能
に支持されたシリンダブロックと、一方が前記シリンダ
孔に前後動自在に挿入され、他方が駆動ディスクに連結
されたピストンと、前記駆動ディスクの端面に対向する
ように前記ハウジングカバー側に設けた第１の静圧パッ
ドと、前記駆動ディスクの外周に対向するようにハウジ
ングカバー側に設けた第２の静圧パッドとを備え、前記
第１の静圧パットは、駆動軸の軸線に対して直角な面内
における直交する軸をＸ軸、Ｙ軸とし、ピストン反力の
合力の着力点側に配設する第１の静圧パッドの負荷容量
の和をWL、反着力点側に配設する第１の静圧パッドの負
荷容量をWR、ピストン反力の合力の着力点側に配設し、
かつ平均ピストン反力の合力の着力点から該着力点側の
第１の静圧パッドの中心間を結ぶ線がＸ軸と交わる点ま
での距離をeL、前記平均ピストン反力の合力の着力点か
らの反着力点側の第１の静圧パッド中心までのＸ軸上の
距離をeRとするとき、WL・eL＝WR・eRの関係を満たす位
置に配置してなる全静圧軸受支持形アキシャルピストン
機械において、前記第１の静圧パッドは、駆動軸の軸線
に対して直角な面内における直交する軸をｘ軸、ｙ軸と
するとき、前記のピストン反力の反着力点側で且つｘ軸
より上側の領域に配設される第１の静圧パッドの受ける
圧力を他の領域の第１の静圧パッドの受ける圧力よりも
小さくしたことを特徴とする全静圧軸受支持形アキシャ
ルピストン機械のスラスト静圧軸受支持装置。 ２．前記のピストン反力の反着力点側で且つｘ軸より上
側の領域に配設される第１の静圧パッドの受圧面積を他
の領域の第１の静圧パッドの受圧面積よりも小さくした
ことを特徴とする特許請求の範囲第１項記載の全静圧軸
受支持形アキシャルピストン機械のスラスト静圧軸受支
持装置。 ３．前記のピストン反力の反着力点側で且つｘ軸より上
側の領域に配設される第１の静圧パッドに供給する圧力
を他の領域の第１の静圧パッドに供給する圧力よりも小
さくしたことを特徴とする特許請求の範囲第１項記載の
全静圧軸受支持形アキシャルピストン機械のスラスト静
圧軸受支持装置。 ４．前記のピストン反力の反着力点側で且つｘ軸より上
側の領域に配設される第１の静圧パッドの受圧部の面積
をAcとし、他の領域第１の静圧パッドの受圧部の面積を
それぞれAa、Ab、Adとし、さらにAa＝Ab＝Ad＝A0とする
とき、これらの２つのグループに分けられた第１の静圧
パッドの受圧部の面積の大小関係がA0＞Acで、且つ面積
比ｍ＝Ac/A0を0.3≦ｍ≦1.0としたことを特徴とする特
許請求の範囲第１項記載の全静圧軸受支持形アキシャル
ピストン機械のスラスト静圧軸受支持装置。 ５．前記第１の静圧パッドを４個所に配設し、この第１
の静圧パッドの受圧面積Aa、Ab、Ac、Adを同一とし、前
記ピストン反力の反着力点側で且つｘ軸より上側の領域
に配設される第１の静圧パッドに供給する圧力をPTCと
し、これ以外の領域の３個の第１の静圧パッドに供給す
る圧力をそれぞれPta、Ptb、Ptdとし、且つPta＝Ｔ＝Pt
b＝Ptd＝Pt0とするとき、前記４個所に配設した第１の
静圧パッドに供給する圧力がPt0＞Ptcで、圧力比ｎ＝Pt
c/Pt0を0.3≦ｎ＜1.0となるようにしたことを特徴とす
る特許請求の範囲第１項記載の全静圧軸受支持形アキシ
ャルピストン機械のスラスト静圧軸受支持装置。
Priority Applications (7)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP62006016A JP2816145B2 (ja) | 1987-01-16 | 1987-01-16 | 全静圧軸受支持形アキシアルピストン機械のスラスト静圧軸受支持装置 |
| KR1019870009155A KR900003793B1 (ko) | 1986-08-25 | 1987-08-21 | 액셜피스톤기계의 스러스트 정압베어링 지지장치 |
| US07/088,415 US4788902A (en) | 1986-08-25 | 1987-08-24 | Thrust hydrostatic bearing device for use in axial piston machine |
| IN664/CAL/87A IN168998B (ja) | 1986-08-25 | 1987-08-24 | |
| CN87105809.XA CN1005863B (zh) | 1986-08-25 | 1987-08-25 | 轴向柱塞机器静压推力轴承装置 |
| DE8787112325T DE3782379T2 (de) | 1986-08-25 | 1987-08-25 | Drucklagereinrichtung zur anwendung in einer axialkolbenmaschine. |
| EP87112325A EP0257621B1 (en) | 1986-08-25 | 1987-08-25 | Thrust hydrostatic bearing device for use in axial piston machine |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP62006016A JP2816145B2 (ja) | 1987-01-16 | 1987-01-16 | 全静圧軸受支持形アキシアルピストン機械のスラスト静圧軸受支持装置 |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPS63176673A JPS63176673A (ja) | 1988-07-20 |
| JP2816145B2 true JP2816145B2 (ja) | 1998-10-27 |
Family
ID=11626902
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP62006016A Expired - Fee Related JP2816145B2 (ja) | 1986-08-25 | 1987-01-16 | 全静圧軸受支持形アキシアルピストン機械のスラスト静圧軸受支持装置 |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2816145B2 (ja) |
Family Cites Families (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| DE3239175C1 (de) * | 1982-10-22 | 1984-03-01 | Hydromatik GmbH, 7915 Elchingen | Lagerung des triebflansches einer axialkolbenmaschine in schraegachsen-bauart. |
-
1987
- 1987-01-16 JP JP62006016A patent/JP2816145B2/ja not_active Expired - Fee Related
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JPS63176673A (ja) | 1988-07-20 |
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