JP3681258B2 - 可変容量型斜板ピストンポンプ - Google Patents
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Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、可変容量型斜板ピストンポンプに関し、特に、斜板に直接、力を作用させて、ポンプ軸入力を一定に保つ馬力制御を行う形式のピストンポンプに関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来、可変容量型斜板ピストンポンプおける斜板の傾転角を制御し、馬力一定制御を行う形式のピストンポンプに関するものとして、例えば、第６図に示すものがあり、これについて説明する。
【０００３】
この可変容量型斜板ピストンポンプ（以下ピストンポンプという）では、本体１に回転自在に支承される主軸６とスプライン結合され軸方向に主軸６を中心とする円周上に複数のシリンダ９を穿設したシリンダブロック７と、シリンダブロック７の各シリンダ９内に往復動可能に嵌挿された各ピストン８のシリンダブロック７からの突出側頭部に揺動自在に係合しシリンダ９に連通する通路を有する複数のシュー１２と、各シュー１２を摺接させる摺動面を形成する斜板１３を傾動可能に支持する傾動部１３ａと、本体１とシリンダブロック７との間で各シリンダ９と本体１のケーシング２とに設けた給排通路を切り換えるバルブプレート２０と、斜板１３を傾動する制御シリンダ２１に対抗して斜板１３とケーシング２間に調整自在に介装されるばね部材２４とからなり、シリンダ９内の圧油を連通路３１、絞り３２を介して制御シリンダ２１に導入し、ばね部材２４に対抗する制御ピストン２２で斜板１３を傾動させ、斜板１３の傾転角に見合った吐出量が得られようポンプ軸入力を一定に保つ、定馬力制御を行っている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上記ピストンポンプの構造のものでは、ピストンポンプの斜板制御をポンプ吐出圧が作用するシリンダ及び制御シリンダによるモーメントと、このモーメントに対抗するばねと油圧により発生する操作モーメントのバランスによって、ポンプ軸の入力を一定に制御する方式をとっているため、回転速度の変化に伴い、操作モーメントが変化して、馬力制御が変化してしまうと言う問題があった。
【０００５】
更に、上記の特性により、ポンプをエンジン等の原動機にて駆動した場合、回転数が下がると、原動機の出力トルクが低下するにも関わらず、ポンプの入力トルクの設定値が変化しないため、低回転時に原動機の負荷が大きくなり、原動機の回転数の低下や原動機の回転、停止を招いてしまい、また、エンジンの出力トルク（＝ポンプの入力トルク）は、回転数が低下すると低くなるが、原動機の全回転域にて、回転数の低下や回転停止を防止をするため、ポンプの設定トルクは、低回転時の原動機の出力トルクに合わせなければならず、原動機の出力を有効に利用することができないと言う問題があった。
【０００６】
そこで、この発明は、原動機の回転速度に応じたポンプの斜板の傾転角を制御する制御トルクを変更して、原動機の出力トルクを有効に利用できるピストンポンプを提供することである。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
第１の発明では、本体と、本体に回転自在に支承される主軸と、本体内で主軸とスプライン結合され軸方向に主軸を中心とする円周上に複数のシリンダを穿設したシリンダブロックと、シリンダブロックの各シリンダ内に往復動可能に嵌挿された複数のピストンと、各ピストンのシリンダブロックからの突出側頭部に揺動自在に係合しシリンダに連通する通路を有する複数のシューと、各シューを摺接させる摺動面を形成する斜板と、斜板を傾動可能に支持する傾動部と、本体とシリンダブロックとの間で各シリンダと本体とに設けた給排通路を切り換えるバルブプレートと、シリンダに対抗して斜板とケーシング間に調整自在に介装されるばね部材とを備え、斜板に発生するシリンダによるモーメントとばね部材によるモーメントを所要の傾転角で平衡させて、馬力制御する可変容量型斜板ピストンポンプにおいて、前記斜板の傾転角を増大させる方向にモーメントを発生する制御シリンダＡを配設し、当該制御シリンダＡに導入する圧力の導入部を斜板のシューの摺動面に設けて、当該導入部にシューの通路を介してシリンダ内の圧 力を導入する。
【０００８】
第２の発明では、本体と、本体に回転自在に支承される主軸と、本体内で主軸とスプライン結合され軸方向に主軸を中心とする円周上に複数のシリンダを穿設したシリンダブロックと、シリンダブロックの各シリンダ内に往復動可能に嵌挿された複数のピストンと、各ピストンのシリンダブロックからの突出側頭部に揺動自在に係合しシリンダに連通する通路を有する複数のシューと、各シューを摺接させる摺動面を形成する斜板と、斜板を傾動可能に支持する傾動部と、本体とシリンダブロックとの間で各シリンダと本体とに設けた給排通路を切り換えるバルブプレートと、斜板の傾転角を減少させるよう配設される制御シリンダＢと、制御シリンダＢに対抗して斜板とケーシング間に調整自在に介装されるばね部材とを備え、シリンダ内の圧油を連通路を介して制御シリンダＢに導入して、斜板に発生するシリンダ，制御シリンダＢによるモーメントとばね部材によるモーメントを所要の傾転角で平衡させて、馬力制御する可変容量型斜板ピストンポンプにおいて、前記斜板の傾転角を増大させる方向にモーメントを発生する制御シリンダＡを配設し、当該制御シリンダＡに導入する圧力の導入部を斜板のシューの摺動面に設けて、当該導入部にシューの通路を介してシリンダ内の圧力を導入する。
【０００９】
第３の発明では、前記斜板の傾転角を増大させる方向にモーメントを発生する制御シリンダＡに導入する圧油を斜板の傾動部に設けた油溜凹部、絞りを経由して導入する。
【００１０】
第４の発明では、前記斜板の傾転角を減少させるよう配設される制御シリンダＢに導入する圧油を斜板の傾動部に設けた油溜凹部、絞りを経由して導入する。
【００１１】
【発明の実施の形態】
以下、図面に基づいて本発明の実施の形態について説明する。この実施の形態に関わる可変容量型斜板ピストンポンプ（以下ピストンポンプという）は、図１に示すように、本体１が、ケーシング２とフロントカバー３とからなっている。
【００１２】
本体１の内部にはシール部材４でシールされ、軸受５ａ，５ｂで支承される主軸６とスプライン結合して、一体的に回転するシリンダブロック７が収めらている。
【００１３】
このシリンダブロック７には、主軸６を中心にして異なる円周上に等間隔で複数の中空なピストン８が配設されている。
【００１４】
各ピストン８は、シリンダブロック７に成形したシリンダ９に摺動自由に嵌挿され、シリンダ室１０を区画し、ピストン８の頭部８ａはリテーナ１１によって保持されるシュー１２と揺動可能に係合しながら斜板１３に摺接する。
【００１５】
リテーナ１１は、シリンダブロック７内に嵌挿されるばね１５，ピン１６を介して付勢されるブッシュ１７によって揺動自在に押圧されている。
【００１６】
斜板１３に成形される半円筒状の傾動部１３ａは、フロントカバー３に設けた半円状の凹部３ａに介装した軸受１８に摺接して、傾動するようになっており、また、斜板１３の傾動部１３ａには軸受潤滑用の油溜凹部１３ｄが成形されている。
【００１７】
シュー１２には凹部１２ａと連通穴１２ｂが連通して設けられており、連通穴１２ｂの一端側はピストン８の中空路８ｂを介してシリンダ室１０に、他端側の凹部１２ａは、斜板１３の摺接面１３ｂの吐出行程に開口する導入部である連通孔１３ｃとそれぞれ間欠的に連通するようになっている。
【００１８】
そして、この連通孔１３ｃは、斜板１３の傾動部１３ａに設けた油溜凹部１３ｄと連通している。
【００１９】
シリンダブロック７の他端側は、ピン１９で係止されたバルブプレート２０と摺接し、シリンダブロック７の回転で往復動するピストン８によりシリンダ９への作動油の吸込み、吐出を切り換える。
【００２０】
ピストン８の頭部８ａはリテーナ１１によって保持されるシュー１２と揺動可能に係合しながら斜板１３に摺接して、斜板１３の傾動に対して互いに相反する向きに作用するような斜板の位置にばね部材である制御ばね２４ａ，２４ｂが調整部材２５により調整自在に装着されて、ピストン８に発生する反力に対抗するように設けてある。
【００２１】
フロントカバー３には制御シリンダＡ２７が成形されており、この制御シリンダＡ２７に摺動自由に制御ピストンＡ２８が嵌挿され、制御ピストンＡ２８により制御シリンダＡ室２９が区画されている。
【００２２】
制御ピストンＡ２８の一端２８ａは、部材２８ｂを介して、斜板１３と当接しており、斜板１３の反対側に位置するピストン８に発生する反力に対抗するように配設してある。
【００２３】
そして、フロントカバー３には、制御シリンダＡ室２９に連通する制御通路３１ｂ、絞り３２ｂ、３２ｃが設けられており、この制御通路３１ｂは、斜板１３の傾動部１３ａに介装した軸受１８に設けた小孔１８ａを介して軸受潤滑用の油溜凹部１３ｄと連通されている。
【００２４】
シリンダ室１０内の圧力Ｐが上昇すると、制御ばね２４ａ，２４ｂに対抗してシリンダ室９内に反力が生じて、その反力に相応して斜板１３に作用するとともに、シリンダ室１０内の圧力Ｐがシュー１２に設けた連通穴１２ｂ、凹部１２ａ、斜板１３に成形した導入部である連通孔１３ｃ、油溜凹部１３ｄ、軸受１８の小孔１８ａ、制御通路３１ｂ、絞り３２ｂ、３２ｃを介して制御シリンダ室Ａ２９に制御圧力Ｐａとして導入され、前記ピストン８に対抗して制御シリンダ室Ａ２９内に反力が生じて、その反力に相応して制御ピストンＡ２８が伸張して、斜板に発生するシリンダ９，制御シリンダＡ２９によるモーメントと制御ばね２４ａ，２４ｂによるモーメントを所要の傾転角で平衡させて、ポンプの回転に対応して斜板１３の傾転角に見合った吐出量が得られるように、ポンプ主軸６の軸入力を一定に保つ、定馬力制御が行われる。
【００２５】
次に、その作用について説明する。今、仮に、図示しないエンジン等の原動機によりポンプの主軸６が回転すると、主軸６に連動してシリンダブロック７が回転する。
【００２６】
シリンダブロック７が回転すると、シュー１２は、斜板１３の摺動面１３ｂを摺動しながら、順次軸６方向に往復運動を繰り返し、シュー１２に係合したピストン８が伸張行程でシリンダ室１０に作動油を導き入れ、圧縮行程では作動油を加圧して、吐出する。
【００２７】
ピストン８の圧縮行程において、シリンダ室１０内の圧力Ｐによりピストン８に反力が発生すると、制御ばね２４ａ，２４ｂに対抗して反力に相応して、斜板１３を傾動させる。
【００２８】
一方、シリンダ室１０内の圧力Ｐは、シュー１２の連通穴１２ｂ、凹部１２ａ、斜板１３の摺接面１３ｂに開口する導入部である連通孔１３ｃとポンプの回転速度に相応してそれぞれ間欠的に連通して、傾動部１３ａに設けた油溜凹部１３ｄに導入され、斜板１３の傾動部１３ａと軸受１８との潤滑、あるいは静圧軸受として作用するとともに、さらに、油溜凹部１３ｄより軸受１８の小孔１８ａ、制御通路３１ｂ、絞り３２ｂ、３２ｃを介して制御シリンダ室Ａ２９にシリンダ室１０内の圧力Ｐが制御圧力Ｐａとして導入されて、発生する反力及びシリンダ８による反力と制御ばね２４ａ，２４ｂとの抗力による斜板回りのモーメントバランスの回転速度による部分を打ち消すことで、回転速度に関係なくポンプの入力トルクを一定にする馬力制御をすることができる。
【００２９】
そこで、斜板１３の傾動部周りのモーメントについて、図２に示す説明図を参照して説明する。ピストン８に発生する反力による斜板の傾転角を減少方向に傾動させるモーメントをＭｐ、制御ばねによるモーメントＭｓ、斜板の傾転角を増大方向に傾動する制御ピストンＡ２８によるモーメントＭ２とすると、斜板１３の傾動支持周りのモーメントは以下の式にて表される。
Ｍｐ−Ｍ２−Ｍｓ＝０
【００３０】
ポンプの負荷圧力をＰ、斜板の傾転角をθ、斜板の傾転角θを増大方向に傾動する制御ピストンＡ２８の直径ｄ、斜板の傾転角θを増大方向に傾動する制御ピストンＡ２８の斜板傾動中心Ｏからの距離ｒ、ピストンシュー１２より斜板摺動面１３ｂより導入される圧力Ｐａ、制御ばね２４ａ、２４ｂによる力Ｆｓ、制御ばね２４ａ、２４ｂの荷重点の斜板傾動中心Ｏからの距離をｒｓ、制御ばね２４ａ，２４ｂのばね定数をｋ、制御ばね２４ａ，２４ｂのたわみ量をｘ、ａ，ｂ，ｃ，ｅを定数とすると、モーメントの式の各項目は、以下のように表される。
【００３１】
まず、Ｍｐは以下の式にて近似される。
Ｍｐ＝ａＰ＋ｂＮ＋ｃθ＋ｅ
【００３２】
Ｍ２は以下の式にて近似される。
Ｍ２＝（π／４）ｄ2 ｒＰａ
【００３３】
ここで、Ｐａは斜板１３とピストンシュー１２の摺動面１３ｂから斜板の傾転角θを増大方向に傾動する制御シリンダＡ２７へ供給される作動油による制御圧力であり、ポンプの回転中、制御圧力Ｐａはピストン内圧力Ｐとポンプケース内圧力ｐとが交互に導入されることとなり、波形としては短形波状となる。
【００３４】
ところが、回転数が増加した場合には、制御シリンダＡ２７内に圧力Ｐａが籠もるため、圧力Ｐａの低下が少ないうちに、圧力Ｐａはピストン内圧力Ｐを導入するために、圧力Ｐａの平均値はポンプの負荷圧力及び回転数の増加に伴い増加することとなり、圧力Ｐａは近似的に以下の式にて表すことができる。
Ｐａ＝αＰ×βＮ
【００３５】
従って、Ｍ２は以下の式にて表わされる。
Ｍ２＝（π／４）ｄ2 ｒＰａ＝（π／４）ｄ2 ｒ（αＰ×βＮ）
【００３６】
Ｍｓは以下の式にて表わされる。
Ｍｓ＝Ｆｓ（θ）×ｒｓ
【００３７】
以上の条件より前述のモーメントバランスの式は以下の様になる。
（ａＰ＋ｂＮ＋ｃθ＋ｅ）
−｛（π／４）ｄ2 ｒαＰβＮ｝−Ｆｓ（θ）ｒｓ＝０ １）
【００３８】
ここで、Ｐ＝Ｐ１，Ｎ＝Ｎ１，θ＝θ１とおくと、
（ａＰ１＋ｂＮ１＋ｃθ１＋ｅ）
−｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ１βＮ１｝−Ｆｓ（θ１）ｒｓ＝０ ２）
【００３９】
次にＮ＝Ｎ２に回転速度が変化したとき、θ１が変化しθ＝θ２でバランスしたとすると、
（ａＰ１＋ｂＮ２＋ｃθ２＋ｅ）
−｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ１βＮ２｝−Ｆｓ（θ２）ｒｓ＝０
【００４０】
１）−２）式より
ｒｓ｛Ｆｓ（θ２）−Ｆｓ（θ１）｝＋ｂ（Ｎ２−Ｎ１）＋ｃ（θ２−θ１）
−｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ１β（Ｎ２−Ｎ１）｝＝０ ３）
【００４１】
ここで、θ２−θ１は微小角であると仮定すると、制御ばねのたわみの変化量Δｘは以下の式で近似される。
Δｘ≒ｒｓ（θ２−θ１）
【００４２】
ゆえにＦｓ（θ２）−Ｆｓ（θ１）は以下の式にて表される。
Ｆｓ（θ２）−Ｆｓ（θ１）＝ｋ×ｒｓ（θ２−θ１）
【００４３】
従って、３）式は
ｋｒｓ2 （θ２−θ１）＋ｃ（θ２−θ１）
＝｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ１β−ｂ｝（Ｎ２−Ｎ１）
【００４４】
∴（θ２−θ１）＝｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ１β−ｂ｝（Ｎ２−Ｎ１）
／（ｋｒｓ 2 ＋ｃ） ４）
【００４５】
ここで、Ｎ２＞Ｎ１である場合、
｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ１β−ｂ｝／（ｋｒｓ2 ＋ｃ）の大きさにより斜板の傾転角は以下のように変化する。
【００４６】
｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ１β−ｂ｝／（ｋｒｓ2 ＋ｃ）＞０ θ２＞θ１
｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ１β−ｂ｝／（ｋｒｓ2 ＋ｃ）＜０ θ２＜θ１
｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ１β−ｂ｝／（ｋｒｓ2 ＋ｃ）＝０ θ２＝θ１
【００４７】
ポンプの入力トルクは、圧力と押しのけ容積によって決定されるが、押しのけ容積は斜板の傾転角θによって決定されるため、上記の結果より回転数の変化に対してポンプの入力トルクを増減することが可能となる。
【００４８】
このように、圧力の導入部を斜板１３のシュー１２との摺動面１３ｂに設け、導入された制御圧力Ｐａにてピストン８に発生する反力に対抗して設けた制御ピストンＡ２８を介して反力を伝える構成にしたので、斜板回りのモーメントバランスの回転速度に依る部分を打ち消すことができ、回転速度に関係なく、ポンプの馬力制御特性を一定にすることができる。
【００４９】
また、回転速度によるモーメント変化分を決定する制御シリンダＡ２７のシリンダ径ｄの大きさによって自在に変更できるので、回転速度が低下する場合、斜板の傾転角θを小さくするようなモーメントバランスが設定可能になり、原動機の回転速度の低下による出力馬力の低下に合わせたポンプの入力トルクの制御ができる。
【００５０】
更に、高速回転（定格回転）でポンプの制御トルクを設定し、低回転で制御トルクが低下するようにしたので、低回転域でのポンプへの入力トルクに設定トルクを合わせる必要がなくなり、高回転域で制御トルクを設定でき、原動機の出力を有効に使用できる効果がある。
【００５１】
そして、制御シリンダＡ２７に導入する圧油を斜板１３の傾動部１３ａに設けた油溜凹部１３ｄを経由して導入するようにしたので、斜板１３の傾動部１３ａの潤滑を兼ねることができるとともに、制御シリンダＡ２７へ連通する制御通路と一部共有化が図れ、吐出ポート近傍での制御通路が不要となるため、ピストンポンプが小型になる。
【００５２】
次に、第３図に示す第２の実施の形態は、斜板の傾転角を減少させるよう傾動する制御シリンダを有する構成のみを相違させたもので、その他は、第１の実施の形態と同じであり、ここで、相違する構成についてのみ説明し、他の構成要素の詳細については省略する。
【００５３】
以下、図面に基づいて本発明の実施の形態について説明する。この実施の形態に関わる可変容量型斜板ピストンポンプ（以下ピストンポンプという）は、図３に示すように、ケース２には制御シリンダＢ２１が成形されており、このシリンダＢ２１に摺動自在に制御ピストンＢ２２が嵌挿され、制御ピストン２２により制御シリンダＢ室２３が区画されている。
【００５４】
ケース２には、制御シリンダ室Ｂ２３に連通する制御通路３１ａ、絞り３２ａが設けられており、この制御通路３１ａは、シリンダ室１０と連通している。
【００５５】
制御ピストンＢ２２の一端２２ａは、部材２２ｂを介して斜板１３に揺動自在に当接しており、斜板１３の傾動に対して互いに相反する向きに作用するような斜板１３の位置に制御ばね２４ａ，２４ｂが調整部材２５により調整自在に装着されて、制御ピストンＢ２２の動きに対して逆方向に作用するように設けてある。
【００５６】
フロントカバー３には制御シリンダＡ２７が成形されており、この制御シリンダＡ２７に摺動自由に制御ピストンＡ２８が嵌挿され、制御ピストンＡ２８により制御シリンダＡ室２９が区画されている。
【００５７】
制御ピストン２８の一端２８ａは、部材２８ｂを介して、斜板１３と当接しており、斜板１３の反対側に設けた前記制御シリンダＢ２２の動きに対して逆方向に作用するように配設してある。
【００５８】
そして、フロントカバー３には、制御シリンダ室Ａ２９に連通する制御通路３１ｂ、絞り３２ｂ，３２ｃが設けられており、この制御通路３１ｂは、斜板１３の傾動部１３ａに介装した軸受１８に設けた小孔１８ａを介して軸受潤滑用の油溜凹部１３ｄと連通されている。
【００５９】
シリンダ室１０内の圧力Ｐが制御通路３１ａ、絞り３２ａを介して制御シリンダＢ室２３に制御圧力として導入されると、制御ばね２４ａ，２４ｂに対抗して制御シリンダ室Ｂ２３内に反力が生じて、その反力に相応して制御ピストンＢ２２が伸張して、斜板１３に作用するとともに、シリンダ室１０内の圧力Ｐがシュー１２に設けた連通穴１２ｂ、凹部１２ａ、斜板１３に成形した導入部 である連通孔１３ｃ、油溜凹部１３ｄ、軸受１８の小孔１８ａ、制御通路３１ｂ、絞り３２ｂ，３２ｃを介して制御シリンダ室Ａ２９に制御圧力Ｐａとして導入され、制御ばね２４ａ，２４ｂ、前記制御ピストンＢ２２に対抗して制御シリンダ室Ａ２９内に反力が生じて、その反力に相応して制御ピストンＡ２８が伸張して、斜板１３に発生するシリンダ９、制御シリンダＡ２７、制御シリンダＢ２１によるモーメントと制御ばね２４ａ，２４ｂによるモーメントを所要の傾転角で平衡させて、ポンプの回転に対応して斜板１３の傾転角に見合った吐出量が得られるように、ポンプ主軸６の軸入力を一定に保つ、定馬力制御が行われる。
【００６０】
次に、その作用について説明する。ピストン８の圧縮行程において、シリンダ室１０の圧油によりピストン８に反力が発生しするとともに、シリンダ室１０内の圧力Ｐが制御通路３１ａ、絞り３２ａを介して制御シリンダＢ室２３に制御圧力Ｐａとして導入されると、制御ばね２４ａ，２４ｂに対抗して制御シリンダ室Ｂ２３内にも反力が生じて、制御ピストンＢ２２が伸張して、これ等の反力に相応して、斜板１３を傾動させる。
【００６１】
一方、シリンダ室１０内の圧力Ｐは、シュー１２の連通穴１２ｂ、凹部１２ａ、斜板１３の摺接面１３ｂに開口する導入部である連通孔１３ｃとポンプの回転速度に相応してそれぞれ間欠的に連通して、傾動部１３ａに設けた油溜凹部１３ｄに導入され、斜板１３の傾動部１３ａと軸受１８との潤滑、あるいは静圧軸受として作用するとともに、さらに、油溜凹部１３ｄより軸受１８の小孔１８ａ、制御通路３１ｂ、絞り３２ｂ，３２ｃを介して制御シリンダ室Ａ２９にシリンダ室１０内の圧力Ｐが制御圧力Ｐａとして導入されて発生する反力及びシリンダ８，制御シリンダＢ室２３に導入されるシリンダ室１０内の圧力Ｐによる反力と制御ばね２４ａ，２４ｂとの抗力による斜板回りのモーメントバランスの回転速度による部分を打ち消すことで、回転速度に関係なくポンプの入力軸を一定にする馬力制御をすることができる。
【００６２】
そこで、斜板１３の傾動部周りのモーメントについて、図４に示す説明図を参照して説明する。ピストン８に発生する推力による斜板の傾転角を減少方向に傾動させるモーメントをＭｐ、制御ばねによるモーメントＭｓ、斜板の傾転角を減少方向に傾動する制御ピストンＢ２２によるモーメントＭ１、斜板の傾転角を増大方向に傾動する制御ピストンＡ２８によるモーメントＭ２とすると、斜板１３の傾動支持周りのモーメントは以下の式にて表される。
Ｍｐ＋Ｍ１−Ｍ２−Ｍｓ＝０
【００６３】
ポンプの負荷圧力をＰ、斜板の傾転角をθ、斜板の傾転角θを減少方向に傾動する制御ピストンＢ２２の直径Ｄ、斜板の傾転角θを増大方向に傾動する制御ピストンＡ２８の直径ｄ、斜板の傾転角θを減少方向に傾動する制御ピストンＢ２２の斜板傾動中心Ｏからの距離Ｒ、斜板の傾転角θを増大方向に傾動する制御ピストンＡ２８の斜板傾動中心Ｏからの距離ｒ、ピストンシュー１２より斜板摺動面１３ｂより導入される制御圧力Ｐａ、制御ばね２４ａ、２４ｂによる力Ｆｓ、制御ばね２４ａ、２４ｂの荷重点の斜板傾動中心Ｏからの距離をｒｓ、制御ばね２４ａ，２４ｂのばね定数をｋ、制御ばね２４ａ，２４ｂのたわみ量をｘ、ａ，ｂ，ｃ，ｅを定数とすると、モーメントの式の各項目は以下に表される。
【００６４】
まず、Ｍｐは以下の式にて近似される。
Ｍｐ＝ａＰ＋ｂＮ＋ｃθ＋ｅ
【００６５】
次に、Ｍ１は以下の式にて近似される。
Ｍ１＝（π／４）Ｄ2 ＲＰ
【００６６】
Ｍ２は以下の式にて近似される。
Ｍ２＝（π／４）ｄ2 ｒＰａ
【００６７】
ここで、Ｐａは斜板１３とピストンシュー１２の摺動面１３ｂから斜板の傾転角θを増大方向に傾動する制御シリンダＡ２７へ供給される作動油による制御圧力であり、ポンプの回転中、制御圧力Ｐａはシリンダ１０内の圧力Ｐとポンプケース内の圧力ｐとが交互に導入されることとなり、Ｐａの波形としては短形波状となる。
【００６８】
ところが、回転数が増加した場合には、制御シリンダＡ２７内に圧力が籠もるため、Ｐａの低下が少ないうちに、制御圧力はシリンダ室１０内の圧力Ｐを導入するために、Ｐａの平均値はポンプの負荷圧力及び回転数の増加に伴い増加することとなり、Ｐａは近似的に以下の式にて表すことができる。
Ｐａ＝αＰ×βＮ
【００６９】
従って、Ｍ２は以下の式にて表わされる。
Ｍ２＝（π／４）ｄ2 ｒＰａ＝（π／４）ｄ2 ｒ（αＰ×βＮ）
【００７０】
Ｍｓは以下の式にて表わされる。
Ｍｓ＝Ｆｓ（θ）×ｒｓ
【００７１】
以上の条件より前述のモーメントバランスの式は以下の様になる。
（ａＰ＋ｂＮ＋ｃθ＋ｅ）＋｛（π／４）Ｄ2 ＲＰ｝
−｛（π／４）ｄ2 ｒαＰβＮ｝−Ｆｓ（θ）ｒｓ＝０ ５）
【００７２】
ここで、Ｐ＝Ｐ１，Ｎ＝Ｎ１，θ＝θ１とおくと、
（ａＰ１＋ｂＮ１＋ｃθ１＋ｅ）＋｛（π／４）Ｄ2 ＲＰ１｝
−｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ１βＮ１｝−Ｆｓ（θ１）ｒｓ＝０ ６）
【００７３】
次にＮ＝Ｎ２に回転速度が変化したとき、θ１が変化しθ＝θ２でバランスしたとすると、
（ａＰ１＋ｂＮ２＋ｃθ２＋ｅ）＋｛（π／４）Ｄ2 ＲＰ１｝
−｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ１βＮ２｝−Ｆｓ（θ２）ｒｓ＝０
【００７４】
５）−６）式より
ｒｓ｛Ｆｓ（θ２）−Ｆｓ（θ１）｝＋ｂ（Ｎ２−Ｎ１）＋ｃ（θ２−θ１）
−｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ1 β（Ｎ２−Ｎ１）｝＝０ ７）
【００７５】
ここで、θ２−θ１は微小角であると仮定すると、制御ばねのたわみの変化量Δｘは以下の式で近似される。
Δｘ≒ｒｓ（θ２−θ１）
【００７６】
ゆえにＦｓ（θ２）−Ｆｓ（θ１）は以下の式にて表される。
Ｆｓ（θ２）−Ｆｓ（θ１）＝ｋ×ｒｓ（θ２−θ１）
【００７７】
従って、７）式は
ｋｒｓ2 （θ２−θ１）＋ｃ（θ２−θ１）
＝｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ１β−ｂ｝（Ｎ２−Ｎ１）
【００７８】
∴（θ２−θ１）＝｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ１β−ｂ｝（Ｎ２−Ｎ１）
／（ｋｒｓ 2 ＋ｃ） ８）
【００７９】
ここで、Ｎ２＞Ｎ１である場合、
｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ１β−ｂ｝／（ｋｒｓ2 ＋ｃ）の大きさにより斜板の傾転角は以下のように変化する。
【００８０】
｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ１β−ｂ｝／（ｋｒｓ2 ＋ｃ）＞０ θ２＞θ１
｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ１β−ｂ｝／（ｋｒｓ2 ＋ｃ）＜０ θ２＜θ１
｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ１β−ｂ｝／（ｋｒｓ2 ＋ｃ）＝０ θ２＝θ１
【００８１】
ポンプの入力トルクは、圧力と押しのけ容積によって決定されるが、押しのけ容積は斜板の傾転角θによって決定されるため、上記の結果より回転数の変化に対してポンプの入力トルクを増減することが可能となり、前記第１の実施の形態と同じ効果があり、その効果については以下省略する。
【００８２】
次に、第５図に示す第３の実施の形態は、制御シリンダＢに導入する圧油を斜板の傾動部に設けた油溜凹部、絞りを経由して導入する手段の構成のみを相違させたもので、その他は、第２の実施の形態と同じであり、ここで、相違する構成についてのみ説明し、他の構成要素の詳細については省略する。
【００８３】
そこで、第３の実施の形態の可変容量型斜板ピストンポンプは、制御シリンダＢ２１に導入する圧油を制御シリンダＡ２７に連通する通路３１ｂより連通路３１ｄ、絞り３２ｄを介して連通するように構成してあり、このため、制御シリンダＢ２１に導入される制御圧力Ｐａは、シリンダ室１０の圧Ｐより低くなり、制御ピストンＢ２２に発生する反力が小さくなるため、対抗する制御ばね２４ａ，２４ｂも小さくすることができる。
【００８４】
なお、上記の各実施の形態例は、クレイドル形の斜板を用いた可変容量型斜板ピストンポンプの例を説明したが、本発明は、上記可変容量型斜板ピストンポンプに限らず、同様に効果が期待できる範囲でトラニオン形の斜板を用いた可変容量型斜板ピストンポンプにも適用できることは言うまでもない。
【００８５】
【発明の効果】
第１，２の発明によれば、シリンダ８に発生する反力あるいはシリンダ８と制御シリンダＢとに発生する反力と制御ばね２４ａ，２４ｂとの抗力による斜板回りのモーメントバランスで斜板を傾動させ、定馬力制御する可変容量型斜板ピストンポンプであって、斜板の傾転角を増大させる方向にモーメントを発生する制御シリンダＡを配設し、前記制御シリンダＡに導入する圧油の導入部を斜板のシューの摺動面に設けて、当該導入部にシューの通路を介してシリンダ内の圧力を導入するようにしたので、斜板回りのモーメントバランスの回転速度に依る部分を打ち消すことができ、回転速度に関係なく、ポンプの馬力制御特性を一定にすることができる。また、回転速度によるモーメント変化分を決定するシリンダ径ｄの大きさによって自在に変更できるので、回転速度が低下する場合、傾斜角を小さくするようなモーメントバランスが設定可能になり、原動機の回転速度の低下による出力馬力の低下に合わせたポンプの入力トルクの制御ができる。更に、高回転速度（定格回転）でポンプの制御トルクを設定し、低回転で制御トルクが低下するようにしたので、低回転域でのポンプへの入力トルクに設定トルクを合わせる必要がなくなり、高回転域で制御トルクを設定でき、原動機の出力を有効に使用できる効果がある。
【００８６】
第３の発明によれば、制御シリンダＡに導入する圧油を斜板の傾動部に設けた油溜凹部を経由して導入するようにしたので、斜板の傾動部の潤滑を兼ねることができるとともに、制御シリンダＡへ連通する制御通路と一部共有化が図れ、吐出ポート近傍での制御通路が不要となるため、ピストンポンプが小型になる。
【００８７】
第４の発明によれば、制御シリンダＢに導入する圧油を斜板の傾動部に設けた油溜凹部、絞りを経由して導入するようにしたので、制御シリンダＢに導入される制御圧力は、シリンダ内圧より低くなり、制御ピストンＢの反力が小さくなるため、対抗するばねを小さくすることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】この発明の第１の実施の形態例を示す可変容量型斜板ピストンポンプの正面断面図である。
【図２】同じく図１における斜板の傾転モーメントを説明する説明図である。
【図３】同じく第２の実施の形態例を示す可変容量型斜板ピストンポンプの正面断面図である。
【図４】同じく図３における斜板の傾転モーメントを説明する説明図である。
【図５】同じく第３の実施の形態例を示す可変容量型斜板ピストンポンプの正面断面図である。
【図６】従来例を示す可変容量型斜板ピストンポンプの正面断面図である。
【符号の説明】
１ 本体
２ ケース
３ フロントカバー
４ シール部材
５ａ，５ｂ ベアリング
６ 主軸
７ シリンダブロック
８ ピストン
８ａ 頭部
８ｂ 中空路
９ シリンダ
１０ シリンダ室
１１ リテーナ
１２ シュー
１２ａ 凹部
１２ｂ 連通路
１３ 斜板
１３ａ 傾動部
１３ｂ 摺動面
１３ｃ 連通孔
１３ｄ 油溜凹部
１５ ばね
１６ ピン
１７ ブッシュ
１８ 軸受
１８ａ 小孔
１９ ピン
２０ バルブプレート
２１ 制御シリンダＢ
２２ 制御ピストンＢ
２３ 制御シリンダ室Ｂ
２４ａ，２４ｂ 制御ばね
２５ 調整部材
２７ 制御シリンダＡ
２８ 制御ピストンＡ
２９ 制御シリンダ室Ａ
３０ 部材
３１ａ，３１ｂ，３１ｄ 制御通路
３２ａ，３２ｂ，３２ｃ，３２ｄ 絞り
ｄ 制御シリンダＡの直径
Ｄ 制御シリンダＢの直径
Ｆｓ 制御ばね力
Ｍ１ 制御シリンダＢによるモーメント
Ｍ２ 制御シリンダＡによるモーメント
Ｍｐ シリンダによるモーメント
Ｍｓ 制御ばねによるモーメント
Ｏ 斜板傾動中心
Ｐ シリンダ内の圧力
Ｐａ 制御圧力
ｐ ケーシング内の圧力
ｒ 制御ピストンＡの斜板傾動中心Ｏからの距離
ｒｓ 制御ばねの荷重点の斜板傾動中心Ｏからの距離
Ｒ 制御ピストンＢの斜板傾動中心Ｏからの距離
θ 斜板の傾転角
【発明の属する技術分野】
この発明は、可変容量型斜板ピストンポンプに関し、特に、斜板に直接、力を作用させて、ポンプ軸入力を一定に保つ馬力制御を行う形式のピストンポンプに関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
従来、可変容量型斜板ピストンポンプおける斜板の傾転角を制御し、馬力一定制御を行う形式のピストンポンプに関するものとして、例えば、第６図に示すものがあり、これについて説明する。
【０００３】
この可変容量型斜板ピストンポンプ（以下ピストンポンプという）では、本体１に回転自在に支承される主軸６とスプライン結合され軸方向に主軸６を中心とする円周上に複数のシリンダ９を穿設したシリンダブロック７と、シリンダブロック７の各シリンダ９内に往復動可能に嵌挿された各ピストン８のシリンダブロック７からの突出側頭部に揺動自在に係合しシリンダ９に連通する通路を有する複数のシュー１２と、各シュー１２を摺接させる摺動面を形成する斜板１３を傾動可能に支持する傾動部１３ａと、本体１とシリンダブロック７との間で各シリンダ９と本体１のケーシング２とに設けた給排通路を切り換えるバルブプレート２０と、斜板１３を傾動する制御シリンダ２１に対抗して斜板１３とケーシング２間に調整自在に介装されるばね部材２４とからなり、シリンダ９内の圧油を連通路３１、絞り３２を介して制御シリンダ２１に導入し、ばね部材２４に対抗する制御ピストン２２で斜板１３を傾動させ、斜板１３の傾転角に見合った吐出量が得られようポンプ軸入力を一定に保つ、定馬力制御を行っている。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上記ピストンポンプの構造のものでは、ピストンポンプの斜板制御をポンプ吐出圧が作用するシリンダ及び制御シリンダによるモーメントと、このモーメントに対抗するばねと油圧により発生する操作モーメントのバランスによって、ポンプ軸の入力を一定に制御する方式をとっているため、回転速度の変化に伴い、操作モーメントが変化して、馬力制御が変化してしまうと言う問題があった。
【０００５】
更に、上記の特性により、ポンプをエンジン等の原動機にて駆動した場合、回転数が下がると、原動機の出力トルクが低下するにも関わらず、ポンプの入力トルクの設定値が変化しないため、低回転時に原動機の負荷が大きくなり、原動機の回転数の低下や原動機の回転、停止を招いてしまい、また、エンジンの出力トルク（＝ポンプの入力トルク）は、回転数が低下すると低くなるが、原動機の全回転域にて、回転数の低下や回転停止を防止をするため、ポンプの設定トルクは、低回転時の原動機の出力トルクに合わせなければならず、原動機の出力を有効に利用することができないと言う問題があった。
【０００６】
そこで、この発明は、原動機の回転速度に応じたポンプの斜板の傾転角を制御する制御トルクを変更して、原動機の出力トルクを有効に利用できるピストンポンプを提供することである。
【０００７】
【課題を解決するための手段】
第１の発明では、本体と、本体に回転自在に支承される主軸と、本体内で主軸とスプライン結合され軸方向に主軸を中心とする円周上に複数のシリンダを穿設したシリンダブロックと、シリンダブロックの各シリンダ内に往復動可能に嵌挿された複数のピストンと、各ピストンのシリンダブロックからの突出側頭部に揺動自在に係合しシリンダに連通する通路を有する複数のシューと、各シューを摺接させる摺動面を形成する斜板と、斜板を傾動可能に支持する傾動部と、本体とシリンダブロックとの間で各シリンダと本体とに設けた給排通路を切り換えるバルブプレートと、シリンダに対抗して斜板とケーシング間に調整自在に介装されるばね部材とを備え、斜板に発生するシリンダによるモーメントとばね部材によるモーメントを所要の傾転角で平衡させて、馬力制御する可変容量型斜板ピストンポンプにおいて、前記斜板の傾転角を増大させる方向にモーメントを発生する制御シリンダＡを配設し、当該制御シリンダＡに導入する圧力の導入部を斜板のシューの摺動面に設けて、当該導入部にシューの通路を介してシリンダ内の圧 力を導入する。
【０００８】
第２の発明では、本体と、本体に回転自在に支承される主軸と、本体内で主軸とスプライン結合され軸方向に主軸を中心とする円周上に複数のシリンダを穿設したシリンダブロックと、シリンダブロックの各シリンダ内に往復動可能に嵌挿された複数のピストンと、各ピストンのシリンダブロックからの突出側頭部に揺動自在に係合しシリンダに連通する通路を有する複数のシューと、各シューを摺接させる摺動面を形成する斜板と、斜板を傾動可能に支持する傾動部と、本体とシリンダブロックとの間で各シリンダと本体とに設けた給排通路を切り換えるバルブプレートと、斜板の傾転角を減少させるよう配設される制御シリンダＢと、制御シリンダＢに対抗して斜板とケーシング間に調整自在に介装されるばね部材とを備え、シリンダ内の圧油を連通路を介して制御シリンダＢに導入して、斜板に発生するシリンダ，制御シリンダＢによるモーメントとばね部材によるモーメントを所要の傾転角で平衡させて、馬力制御する可変容量型斜板ピストンポンプにおいて、前記斜板の傾転角を増大させる方向にモーメントを発生する制御シリンダＡを配設し、当該制御シリンダＡに導入する圧力の導入部を斜板のシューの摺動面に設けて、当該導入部にシューの通路を介してシリンダ内の圧力を導入する。
【０００９】
第３の発明では、前記斜板の傾転角を増大させる方向にモーメントを発生する制御シリンダＡに導入する圧油を斜板の傾動部に設けた油溜凹部、絞りを経由して導入する。
【００１０】
第４の発明では、前記斜板の傾転角を減少させるよう配設される制御シリンダＢに導入する圧油を斜板の傾動部に設けた油溜凹部、絞りを経由して導入する。
【００１１】
【発明の実施の形態】
以下、図面に基づいて本発明の実施の形態について説明する。この実施の形態に関わる可変容量型斜板ピストンポンプ（以下ピストンポンプという）は、図１に示すように、本体１が、ケーシング２とフロントカバー３とからなっている。
【００１２】
本体１の内部にはシール部材４でシールされ、軸受５ａ，５ｂで支承される主軸６とスプライン結合して、一体的に回転するシリンダブロック７が収めらている。
【００１３】
このシリンダブロック７には、主軸６を中心にして異なる円周上に等間隔で複数の中空なピストン８が配設されている。
【００１４】
各ピストン８は、シリンダブロック７に成形したシリンダ９に摺動自由に嵌挿され、シリンダ室１０を区画し、ピストン８の頭部８ａはリテーナ１１によって保持されるシュー１２と揺動可能に係合しながら斜板１３に摺接する。
【００１５】
リテーナ１１は、シリンダブロック７内に嵌挿されるばね１５，ピン１６を介して付勢されるブッシュ１７によって揺動自在に押圧されている。
【００１６】
斜板１３に成形される半円筒状の傾動部１３ａは、フロントカバー３に設けた半円状の凹部３ａに介装した軸受１８に摺接して、傾動するようになっており、また、斜板１３の傾動部１３ａには軸受潤滑用の油溜凹部１３ｄが成形されている。
【００１７】
シュー１２には凹部１２ａと連通穴１２ｂが連通して設けられており、連通穴１２ｂの一端側はピストン８の中空路８ｂを介してシリンダ室１０に、他端側の凹部１２ａは、斜板１３の摺接面１３ｂの吐出行程に開口する導入部である連通孔１３ｃとそれぞれ間欠的に連通するようになっている。
【００１８】
そして、この連通孔１３ｃは、斜板１３の傾動部１３ａに設けた油溜凹部１３ｄと連通している。
【００１９】
シリンダブロック７の他端側は、ピン１９で係止されたバルブプレート２０と摺接し、シリンダブロック７の回転で往復動するピストン８によりシリンダ９への作動油の吸込み、吐出を切り換える。
【００２０】
ピストン８の頭部８ａはリテーナ１１によって保持されるシュー１２と揺動可能に係合しながら斜板１３に摺接して、斜板１３の傾動に対して互いに相反する向きに作用するような斜板の位置にばね部材である制御ばね２４ａ，２４ｂが調整部材２５により調整自在に装着されて、ピストン８に発生する反力に対抗するように設けてある。
【００２１】
フロントカバー３には制御シリンダＡ２７が成形されており、この制御シリンダＡ２７に摺動自由に制御ピストンＡ２８が嵌挿され、制御ピストンＡ２８により制御シリンダＡ室２９が区画されている。
【００２２】
制御ピストンＡ２８の一端２８ａは、部材２８ｂを介して、斜板１３と当接しており、斜板１３の反対側に位置するピストン８に発生する反力に対抗するように配設してある。
【００２３】
そして、フロントカバー３には、制御シリンダＡ室２９に連通する制御通路３１ｂ、絞り３２ｂ、３２ｃが設けられており、この制御通路３１ｂは、斜板１３の傾動部１３ａに介装した軸受１８に設けた小孔１８ａを介して軸受潤滑用の油溜凹部１３ｄと連通されている。
【００２４】
シリンダ室１０内の圧力Ｐが上昇すると、制御ばね２４ａ，２４ｂに対抗してシリンダ室９内に反力が生じて、その反力に相応して斜板１３に作用するとともに、シリンダ室１０内の圧力Ｐがシュー１２に設けた連通穴１２ｂ、凹部１２ａ、斜板１３に成形した導入部である連通孔１３ｃ、油溜凹部１３ｄ、軸受１８の小孔１８ａ、制御通路３１ｂ、絞り３２ｂ、３２ｃを介して制御シリンダ室Ａ２９に制御圧力Ｐａとして導入され、前記ピストン８に対抗して制御シリンダ室Ａ２９内に反力が生じて、その反力に相応して制御ピストンＡ２８が伸張して、斜板に発生するシリンダ９，制御シリンダＡ２９によるモーメントと制御ばね２４ａ，２４ｂによるモーメントを所要の傾転角で平衡させて、ポンプの回転に対応して斜板１３の傾転角に見合った吐出量が得られるように、ポンプ主軸６の軸入力を一定に保つ、定馬力制御が行われる。
【００２５】
次に、その作用について説明する。今、仮に、図示しないエンジン等の原動機によりポンプの主軸６が回転すると、主軸６に連動してシリンダブロック７が回転する。
【００２６】
シリンダブロック７が回転すると、シュー１２は、斜板１３の摺動面１３ｂを摺動しながら、順次軸６方向に往復運動を繰り返し、シュー１２に係合したピストン８が伸張行程でシリンダ室１０に作動油を導き入れ、圧縮行程では作動油を加圧して、吐出する。
【００２７】
ピストン８の圧縮行程において、シリンダ室１０内の圧力Ｐによりピストン８に反力が発生すると、制御ばね２４ａ，２４ｂに対抗して反力に相応して、斜板１３を傾動させる。
【００２８】
一方、シリンダ室１０内の圧力Ｐは、シュー１２の連通穴１２ｂ、凹部１２ａ、斜板１３の摺接面１３ｂに開口する導入部である連通孔１３ｃとポンプの回転速度に相応してそれぞれ間欠的に連通して、傾動部１３ａに設けた油溜凹部１３ｄに導入され、斜板１３の傾動部１３ａと軸受１８との潤滑、あるいは静圧軸受として作用するとともに、さらに、油溜凹部１３ｄより軸受１８の小孔１８ａ、制御通路３１ｂ、絞り３２ｂ、３２ｃを介して制御シリンダ室Ａ２９にシリンダ室１０内の圧力Ｐが制御圧力Ｐａとして導入されて、発生する反力及びシリンダ８による反力と制御ばね２４ａ，２４ｂとの抗力による斜板回りのモーメントバランスの回転速度による部分を打ち消すことで、回転速度に関係なくポンプの入力トルクを一定にする馬力制御をすることができる。
【００２９】
そこで、斜板１３の傾動部周りのモーメントについて、図２に示す説明図を参照して説明する。ピストン８に発生する反力による斜板の傾転角を減少方向に傾動させるモーメントをＭｐ、制御ばねによるモーメントＭｓ、斜板の傾転角を増大方向に傾動する制御ピストンＡ２８によるモーメントＭ２とすると、斜板１３の傾動支持周りのモーメントは以下の式にて表される。
Ｍｐ−Ｍ２−Ｍｓ＝０
【００３０】
ポンプの負荷圧力をＰ、斜板の傾転角をθ、斜板の傾転角θを増大方向に傾動する制御ピストンＡ２８の直径ｄ、斜板の傾転角θを増大方向に傾動する制御ピストンＡ２８の斜板傾動中心Ｏからの距離ｒ、ピストンシュー１２より斜板摺動面１３ｂより導入される圧力Ｐａ、制御ばね２４ａ、２４ｂによる力Ｆｓ、制御ばね２４ａ、２４ｂの荷重点の斜板傾動中心Ｏからの距離をｒｓ、制御ばね２４ａ，２４ｂのばね定数をｋ、制御ばね２４ａ，２４ｂのたわみ量をｘ、ａ，ｂ，ｃ，ｅを定数とすると、モーメントの式の各項目は、以下のように表される。
【００３１】
まず、Ｍｐは以下の式にて近似される。
Ｍｐ＝ａＰ＋ｂＮ＋ｃθ＋ｅ
【００３２】
Ｍ２は以下の式にて近似される。
Ｍ２＝（π／４）ｄ2 ｒＰａ
【００３３】
ここで、Ｐａは斜板１３とピストンシュー１２の摺動面１３ｂから斜板の傾転角θを増大方向に傾動する制御シリンダＡ２７へ供給される作動油による制御圧力であり、ポンプの回転中、制御圧力Ｐａはピストン内圧力Ｐとポンプケース内圧力ｐとが交互に導入されることとなり、波形としては短形波状となる。
【００３４】
ところが、回転数が増加した場合には、制御シリンダＡ２７内に圧力Ｐａが籠もるため、圧力Ｐａの低下が少ないうちに、圧力Ｐａはピストン内圧力Ｐを導入するために、圧力Ｐａの平均値はポンプの負荷圧力及び回転数の増加に伴い増加することとなり、圧力Ｐａは近似的に以下の式にて表すことができる。
Ｐａ＝αＰ×βＮ
【００３５】
従って、Ｍ２は以下の式にて表わされる。
Ｍ２＝（π／４）ｄ2 ｒＰａ＝（π／４）ｄ2 ｒ（αＰ×βＮ）
【００３６】
Ｍｓは以下の式にて表わされる。
Ｍｓ＝Ｆｓ（θ）×ｒｓ
【００３７】
以上の条件より前述のモーメントバランスの式は以下の様になる。
（ａＰ＋ｂＮ＋ｃθ＋ｅ）
−｛（π／４）ｄ2 ｒαＰβＮ｝−Ｆｓ（θ）ｒｓ＝０ １）
【００３８】
ここで、Ｐ＝Ｐ１，Ｎ＝Ｎ１，θ＝θ１とおくと、
（ａＰ１＋ｂＮ１＋ｃθ１＋ｅ）
−｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ１βＮ１｝−Ｆｓ（θ１）ｒｓ＝０ ２）
【００３９】
次にＮ＝Ｎ２に回転速度が変化したとき、θ１が変化しθ＝θ２でバランスしたとすると、
（ａＰ１＋ｂＮ２＋ｃθ２＋ｅ）
−｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ１βＮ２｝−Ｆｓ（θ２）ｒｓ＝０
【００４０】
１）−２）式より
ｒｓ｛Ｆｓ（θ２）−Ｆｓ（θ１）｝＋ｂ（Ｎ２−Ｎ１）＋ｃ（θ２−θ１）
−｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ１β（Ｎ２−Ｎ１）｝＝０ ３）
【００４１】
ここで、θ２−θ１は微小角であると仮定すると、制御ばねのたわみの変化量Δｘは以下の式で近似される。
Δｘ≒ｒｓ（θ２−θ１）
【００４２】
ゆえにＦｓ（θ２）−Ｆｓ（θ１）は以下の式にて表される。
Ｆｓ（θ２）−Ｆｓ（θ１）＝ｋ×ｒｓ（θ２−θ１）
【００４３】
従って、３）式は
ｋｒｓ2 （θ２−θ１）＋ｃ（θ２−θ１）
＝｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ１β−ｂ｝（Ｎ２−Ｎ１）
【００４４】
∴（θ２−θ１）＝｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ１β−ｂ｝（Ｎ２−Ｎ１）
／（ｋｒｓ 2 ＋ｃ） ４）
【００４５】
ここで、Ｎ２＞Ｎ１である場合、
｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ１β−ｂ｝／（ｋｒｓ2 ＋ｃ）の大きさにより斜板の傾転角は以下のように変化する。
【００４６】
｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ１β−ｂ｝／（ｋｒｓ2 ＋ｃ）＞０ θ２＞θ１
｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ１β−ｂ｝／（ｋｒｓ2 ＋ｃ）＜０ θ２＜θ１
｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ１β−ｂ｝／（ｋｒｓ2 ＋ｃ）＝０ θ２＝θ１
【００４７】
ポンプの入力トルクは、圧力と押しのけ容積によって決定されるが、押しのけ容積は斜板の傾転角θによって決定されるため、上記の結果より回転数の変化に対してポンプの入力トルクを増減することが可能となる。
【００４８】
このように、圧力の導入部を斜板１３のシュー１２との摺動面１３ｂに設け、導入された制御圧力Ｐａにてピストン８に発生する反力に対抗して設けた制御ピストンＡ２８を介して反力を伝える構成にしたので、斜板回りのモーメントバランスの回転速度に依る部分を打ち消すことができ、回転速度に関係なく、ポンプの馬力制御特性を一定にすることができる。
【００４９】
また、回転速度によるモーメント変化分を決定する制御シリンダＡ２７のシリンダ径ｄの大きさによって自在に変更できるので、回転速度が低下する場合、斜板の傾転角θを小さくするようなモーメントバランスが設定可能になり、原動機の回転速度の低下による出力馬力の低下に合わせたポンプの入力トルクの制御ができる。
【００５０】
更に、高速回転（定格回転）でポンプの制御トルクを設定し、低回転で制御トルクが低下するようにしたので、低回転域でのポンプへの入力トルクに設定トルクを合わせる必要がなくなり、高回転域で制御トルクを設定でき、原動機の出力を有効に使用できる効果がある。
【００５１】
そして、制御シリンダＡ２７に導入する圧油を斜板１３の傾動部１３ａに設けた油溜凹部１３ｄを経由して導入するようにしたので、斜板１３の傾動部１３ａの潤滑を兼ねることができるとともに、制御シリンダＡ２７へ連通する制御通路と一部共有化が図れ、吐出ポート近傍での制御通路が不要となるため、ピストンポンプが小型になる。
【００５２】
次に、第３図に示す第２の実施の形態は、斜板の傾転角を減少させるよう傾動する制御シリンダを有する構成のみを相違させたもので、その他は、第１の実施の形態と同じであり、ここで、相違する構成についてのみ説明し、他の構成要素の詳細については省略する。
【００５３】
以下、図面に基づいて本発明の実施の形態について説明する。この実施の形態に関わる可変容量型斜板ピストンポンプ（以下ピストンポンプという）は、図３に示すように、ケース２には制御シリンダＢ２１が成形されており、このシリンダＢ２１に摺動自在に制御ピストンＢ２２が嵌挿され、制御ピストン２２により制御シリンダＢ室２３が区画されている。
【００５４】
ケース２には、制御シリンダ室Ｂ２３に連通する制御通路３１ａ、絞り３２ａが設けられており、この制御通路３１ａは、シリンダ室１０と連通している。
【００５５】
制御ピストンＢ２２の一端２２ａは、部材２２ｂを介して斜板１３に揺動自在に当接しており、斜板１３の傾動に対して互いに相反する向きに作用するような斜板１３の位置に制御ばね２４ａ，２４ｂが調整部材２５により調整自在に装着されて、制御ピストンＢ２２の動きに対して逆方向に作用するように設けてある。
【００５６】
フロントカバー３には制御シリンダＡ２７が成形されており、この制御シリンダＡ２７に摺動自由に制御ピストンＡ２８が嵌挿され、制御ピストンＡ２８により制御シリンダＡ室２９が区画されている。
【００５７】
制御ピストン２８の一端２８ａは、部材２８ｂを介して、斜板１３と当接しており、斜板１３の反対側に設けた前記制御シリンダＢ２２の動きに対して逆方向に作用するように配設してある。
【００５８】
そして、フロントカバー３には、制御シリンダ室Ａ２９に連通する制御通路３１ｂ、絞り３２ｂ，３２ｃが設けられており、この制御通路３１ｂは、斜板１３の傾動部１３ａに介装した軸受１８に設けた小孔１８ａを介して軸受潤滑用の油溜凹部１３ｄと連通されている。
【００５９】
シリンダ室１０内の圧力Ｐが制御通路３１ａ、絞り３２ａを介して制御シリンダＢ室２３に制御圧力として導入されると、制御ばね２４ａ，２４ｂに対抗して制御シリンダ室Ｂ２３内に反力が生じて、その反力に相応して制御ピストンＢ２２が伸張して、斜板１３に作用するとともに、シリンダ室１０内の圧力Ｐがシュー１２に設けた連通穴１２ｂ、凹部１２ａ、斜板１３に成形した導入部 である連通孔１３ｃ、油溜凹部１３ｄ、軸受１８の小孔１８ａ、制御通路３１ｂ、絞り３２ｂ，３２ｃを介して制御シリンダ室Ａ２９に制御圧力Ｐａとして導入され、制御ばね２４ａ，２４ｂ、前記制御ピストンＢ２２に対抗して制御シリンダ室Ａ２９内に反力が生じて、その反力に相応して制御ピストンＡ２８が伸張して、斜板１３に発生するシリンダ９、制御シリンダＡ２７、制御シリンダＢ２１によるモーメントと制御ばね２４ａ，２４ｂによるモーメントを所要の傾転角で平衡させて、ポンプの回転に対応して斜板１３の傾転角に見合った吐出量が得られるように、ポンプ主軸６の軸入力を一定に保つ、定馬力制御が行われる。
【００６０】
次に、その作用について説明する。ピストン８の圧縮行程において、シリンダ室１０の圧油によりピストン８に反力が発生しするとともに、シリンダ室１０内の圧力Ｐが制御通路３１ａ、絞り３２ａを介して制御シリンダＢ室２３に制御圧力Ｐａとして導入されると、制御ばね２４ａ，２４ｂに対抗して制御シリンダ室Ｂ２３内にも反力が生じて、制御ピストンＢ２２が伸張して、これ等の反力に相応して、斜板１３を傾動させる。
【００６１】
一方、シリンダ室１０内の圧力Ｐは、シュー１２の連通穴１２ｂ、凹部１２ａ、斜板１３の摺接面１３ｂに開口する導入部である連通孔１３ｃとポンプの回転速度に相応してそれぞれ間欠的に連通して、傾動部１３ａに設けた油溜凹部１３ｄに導入され、斜板１３の傾動部１３ａと軸受１８との潤滑、あるいは静圧軸受として作用するとともに、さらに、油溜凹部１３ｄより軸受１８の小孔１８ａ、制御通路３１ｂ、絞り３２ｂ，３２ｃを介して制御シリンダ室Ａ２９にシリンダ室１０内の圧力Ｐが制御圧力Ｐａとして導入されて発生する反力及びシリンダ８，制御シリンダＢ室２３に導入されるシリンダ室１０内の圧力Ｐによる反力と制御ばね２４ａ，２４ｂとの抗力による斜板回りのモーメントバランスの回転速度による部分を打ち消すことで、回転速度に関係なくポンプの入力軸を一定にする馬力制御をすることができる。
【００６２】
そこで、斜板１３の傾動部周りのモーメントについて、図４に示す説明図を参照して説明する。ピストン８に発生する推力による斜板の傾転角を減少方向に傾動させるモーメントをＭｐ、制御ばねによるモーメントＭｓ、斜板の傾転角を減少方向に傾動する制御ピストンＢ２２によるモーメントＭ１、斜板の傾転角を増大方向に傾動する制御ピストンＡ２８によるモーメントＭ２とすると、斜板１３の傾動支持周りのモーメントは以下の式にて表される。
Ｍｐ＋Ｍ１−Ｍ２−Ｍｓ＝０
【００６３】
ポンプの負荷圧力をＰ、斜板の傾転角をθ、斜板の傾転角θを減少方向に傾動する制御ピストンＢ２２の直径Ｄ、斜板の傾転角θを増大方向に傾動する制御ピストンＡ２８の直径ｄ、斜板の傾転角θを減少方向に傾動する制御ピストンＢ２２の斜板傾動中心Ｏからの距離Ｒ、斜板の傾転角θを増大方向に傾動する制御ピストンＡ２８の斜板傾動中心Ｏからの距離ｒ、ピストンシュー１２より斜板摺動面１３ｂより導入される制御圧力Ｐａ、制御ばね２４ａ、２４ｂによる力Ｆｓ、制御ばね２４ａ、２４ｂの荷重点の斜板傾動中心Ｏからの距離をｒｓ、制御ばね２４ａ，２４ｂのばね定数をｋ、制御ばね２４ａ，２４ｂのたわみ量をｘ、ａ，ｂ，ｃ，ｅを定数とすると、モーメントの式の各項目は以下に表される。
【００６４】
まず、Ｍｐは以下の式にて近似される。
Ｍｐ＝ａＰ＋ｂＮ＋ｃθ＋ｅ
【００６５】
次に、Ｍ１は以下の式にて近似される。
Ｍ１＝（π／４）Ｄ2 ＲＰ
【００６６】
Ｍ２は以下の式にて近似される。
Ｍ２＝（π／４）ｄ2 ｒＰａ
【００６７】
ここで、Ｐａは斜板１３とピストンシュー１２の摺動面１３ｂから斜板の傾転角θを増大方向に傾動する制御シリンダＡ２７へ供給される作動油による制御圧力であり、ポンプの回転中、制御圧力Ｐａはシリンダ１０内の圧力Ｐとポンプケース内の圧力ｐとが交互に導入されることとなり、Ｐａの波形としては短形波状となる。
【００６８】
ところが、回転数が増加した場合には、制御シリンダＡ２７内に圧力が籠もるため、Ｐａの低下が少ないうちに、制御圧力はシリンダ室１０内の圧力Ｐを導入するために、Ｐａの平均値はポンプの負荷圧力及び回転数の増加に伴い増加することとなり、Ｐａは近似的に以下の式にて表すことができる。
Ｐａ＝αＰ×βＮ
【００６９】
従って、Ｍ２は以下の式にて表わされる。
Ｍ２＝（π／４）ｄ2 ｒＰａ＝（π／４）ｄ2 ｒ（αＰ×βＮ）
【００７０】
Ｍｓは以下の式にて表わされる。
Ｍｓ＝Ｆｓ（θ）×ｒｓ
【００７１】
以上の条件より前述のモーメントバランスの式は以下の様になる。
（ａＰ＋ｂＮ＋ｃθ＋ｅ）＋｛（π／４）Ｄ2 ＲＰ｝
−｛（π／４）ｄ2 ｒαＰβＮ｝−Ｆｓ（θ）ｒｓ＝０ ５）
【００７２】
ここで、Ｐ＝Ｐ１，Ｎ＝Ｎ１，θ＝θ１とおくと、
（ａＰ１＋ｂＮ１＋ｃθ１＋ｅ）＋｛（π／４）Ｄ2 ＲＰ１｝
−｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ１βＮ１｝−Ｆｓ（θ１）ｒｓ＝０ ６）
【００７３】
次にＮ＝Ｎ２に回転速度が変化したとき、θ１が変化しθ＝θ２でバランスしたとすると、
（ａＰ１＋ｂＮ２＋ｃθ２＋ｅ）＋｛（π／４）Ｄ2 ＲＰ１｝
−｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ１βＮ２｝−Ｆｓ（θ２）ｒｓ＝０
【００７４】
５）−６）式より
ｒｓ｛Ｆｓ（θ２）−Ｆｓ（θ１）｝＋ｂ（Ｎ２−Ｎ１）＋ｃ（θ２−θ１）
−｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ1 β（Ｎ２−Ｎ１）｝＝０ ７）
【００７５】
ここで、θ２−θ１は微小角であると仮定すると、制御ばねのたわみの変化量Δｘは以下の式で近似される。
Δｘ≒ｒｓ（θ２−θ１）
【００７６】
ゆえにＦｓ（θ２）−Ｆｓ（θ１）は以下の式にて表される。
Ｆｓ（θ２）−Ｆｓ（θ１）＝ｋ×ｒｓ（θ２−θ１）
【００７７】
従って、７）式は
ｋｒｓ2 （θ２−θ１）＋ｃ（θ２−θ１）
＝｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ１β−ｂ｝（Ｎ２−Ｎ１）
【００７８】
∴（θ２−θ１）＝｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ１β−ｂ｝（Ｎ２−Ｎ１）
／（ｋｒｓ 2 ＋ｃ） ８）
【００７９】
ここで、Ｎ２＞Ｎ１である場合、
｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ１β−ｂ｝／（ｋｒｓ2 ＋ｃ）の大きさにより斜板の傾転角は以下のように変化する。
【００８０】
｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ１β−ｂ｝／（ｋｒｓ2 ＋ｃ）＞０ θ２＞θ１
｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ１β−ｂ｝／（ｋｒｓ2 ＋ｃ）＜０ θ２＜θ１
｛（π／４）ｄ2 ｒαＰ１β−ｂ｝／（ｋｒｓ2 ＋ｃ）＝０ θ２＝θ１
【００８１】
ポンプの入力トルクは、圧力と押しのけ容積によって決定されるが、押しのけ容積は斜板の傾転角θによって決定されるため、上記の結果より回転数の変化に対してポンプの入力トルクを増減することが可能となり、前記第１の実施の形態と同じ効果があり、その効果については以下省略する。
【００８２】
次に、第５図に示す第３の実施の形態は、制御シリンダＢに導入する圧油を斜板の傾動部に設けた油溜凹部、絞りを経由して導入する手段の構成のみを相違させたもので、その他は、第２の実施の形態と同じであり、ここで、相違する構成についてのみ説明し、他の構成要素の詳細については省略する。
【００８３】
そこで、第３の実施の形態の可変容量型斜板ピストンポンプは、制御シリンダＢ２１に導入する圧油を制御シリンダＡ２７に連通する通路３１ｂより連通路３１ｄ、絞り３２ｄを介して連通するように構成してあり、このため、制御シリンダＢ２１に導入される制御圧力Ｐａは、シリンダ室１０の圧Ｐより低くなり、制御ピストンＢ２２に発生する反力が小さくなるため、対抗する制御ばね２４ａ，２４ｂも小さくすることができる。
【００８４】
なお、上記の各実施の形態例は、クレイドル形の斜板を用いた可変容量型斜板ピストンポンプの例を説明したが、本発明は、上記可変容量型斜板ピストンポンプに限らず、同様に効果が期待できる範囲でトラニオン形の斜板を用いた可変容量型斜板ピストンポンプにも適用できることは言うまでもない。
【００８５】
【発明の効果】
第１，２の発明によれば、シリンダ８に発生する反力あるいはシリンダ８と制御シリンダＢとに発生する反力と制御ばね２４ａ，２４ｂとの抗力による斜板回りのモーメントバランスで斜板を傾動させ、定馬力制御する可変容量型斜板ピストンポンプであって、斜板の傾転角を増大させる方向にモーメントを発生する制御シリンダＡを配設し、前記制御シリンダＡに導入する圧油の導入部を斜板のシューの摺動面に設けて、当該導入部にシューの通路を介してシリンダ内の圧力を導入するようにしたので、斜板回りのモーメントバランスの回転速度に依る部分を打ち消すことができ、回転速度に関係なく、ポンプの馬力制御特性を一定にすることができる。また、回転速度によるモーメント変化分を決定するシリンダ径ｄの大きさによって自在に変更できるので、回転速度が低下する場合、傾斜角を小さくするようなモーメントバランスが設定可能になり、原動機の回転速度の低下による出力馬力の低下に合わせたポンプの入力トルクの制御ができる。更に、高回転速度（定格回転）でポンプの制御トルクを設定し、低回転で制御トルクが低下するようにしたので、低回転域でのポンプへの入力トルクに設定トルクを合わせる必要がなくなり、高回転域で制御トルクを設定でき、原動機の出力を有効に使用できる効果がある。
【００８６】
第３の発明によれば、制御シリンダＡに導入する圧油を斜板の傾動部に設けた油溜凹部を経由して導入するようにしたので、斜板の傾動部の潤滑を兼ねることができるとともに、制御シリンダＡへ連通する制御通路と一部共有化が図れ、吐出ポート近傍での制御通路が不要となるため、ピストンポンプが小型になる。
【００８７】
第４の発明によれば、制御シリンダＢに導入する圧油を斜板の傾動部に設けた油溜凹部、絞りを経由して導入するようにしたので、制御シリンダＢに導入される制御圧力は、シリンダ内圧より低くなり、制御ピストンＢの反力が小さくなるため、対抗するばねを小さくすることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】この発明の第１の実施の形態例を示す可変容量型斜板ピストンポンプの正面断面図である。
【図２】同じく図１における斜板の傾転モーメントを説明する説明図である。
【図３】同じく第２の実施の形態例を示す可変容量型斜板ピストンポンプの正面断面図である。
【図４】同じく図３における斜板の傾転モーメントを説明する説明図である。
【図５】同じく第３の実施の形態例を示す可変容量型斜板ピストンポンプの正面断面図である。
【図６】従来例を示す可変容量型斜板ピストンポンプの正面断面図である。
【符号の説明】
１ 本体
２ ケース
３ フロントカバー
４ シール部材
５ａ，５ｂ ベアリング
６ 主軸
７ シリンダブロック
８ ピストン
８ａ 頭部
８ｂ 中空路
９ シリンダ
１０ シリンダ室
１１ リテーナ
１２ シュー
１２ａ 凹部
１２ｂ 連通路
１３ 斜板
１３ａ 傾動部
１３ｂ 摺動面
１３ｃ 連通孔
１３ｄ 油溜凹部
１５ ばね
１６ ピン
１７ ブッシュ
１８ 軸受
１８ａ 小孔
１９ ピン
２０ バルブプレート
２１ 制御シリンダＢ
２２ 制御ピストンＢ
２３ 制御シリンダ室Ｂ
２４ａ，２４ｂ 制御ばね
２５ 調整部材
２７ 制御シリンダＡ
２８ 制御ピストンＡ
２９ 制御シリンダ室Ａ
３０ 部材
３１ａ，３１ｂ，３１ｄ 制御通路
３２ａ，３２ｂ，３２ｃ，３２ｄ 絞り
ｄ 制御シリンダＡの直径
Ｄ 制御シリンダＢの直径
Ｆｓ 制御ばね力
Ｍ１ 制御シリンダＢによるモーメント
Ｍ２ 制御シリンダＡによるモーメント
Ｍｐ シリンダによるモーメント
Ｍｓ 制御ばねによるモーメント
Ｏ 斜板傾動中心
Ｐ シリンダ内の圧力
Ｐａ 制御圧力
ｐ ケーシング内の圧力
ｒ 制御ピストンＡの斜板傾動中心Ｏからの距離
ｒｓ 制御ばねの荷重点の斜板傾動中心Ｏからの距離
Ｒ 制御ピストンＢの斜板傾動中心Ｏからの距離
θ 斜板の傾転角
Claims (4)
- 本体と、本体に回転自在に支承される主軸と、本体内で主軸とスプライン結合され軸方向に主軸を中心とする円周上に複数のシリンダを穿設したシリンダブロックと、シリンダブロックの各シリンダ内に往復動可能に嵌挿された複数のピストンと、各ピストンのシリンダブロックからの突出側頭部に揺動自在に係合しシリンダに連通する通路を有する複数のシューと、各シューを摺接させる摺動面を形成する斜板と、斜板を傾動可能に支持する傾動部と、本体とシリンダブロックとの間で各シリンダと本体とに設けた給排通路を切り換えるバルブプレートと、シリンダに対抗して斜板とケーシング間に調整自在に介装されるばね部材とを備え、斜板に発生するシリンダによるモーメントとばね部材によるモーメントを所要の傾転角で平衡させて、馬力制御する可変容量型斜板ピストンポンプにおいて、前記斜板の傾転角を増大させる方向にモーメントを発生する制御シリンダＡを配設し、当該制御シリンダＡに導入する圧力の導入部を斜板のシューの摺動面に設けて、当該導入部にシューの通路を介してシリンダ内の圧力を導入するようにしたことを特徴する可変容量型斜板ピストンポンプ。
- 本体と、本体に回転自在に支承される主軸と、本体内で主軸とスプライン結合され軸方向に主軸を中心とする円周上に複数のシリンダを穿設したシリンダブロックと、シリンダブロックの各シリンダ内に往復動可能に嵌挿された複数のピストンと、各ピストンのシリンダブロックからの突出側頭部に揺動自在に係合しシリンダに連通する通路を有する複数のシューと、各シューを摺接させる摺動面を形成する斜板と、斜板を傾動可能に支持する傾動部と、本体とシリンダブロックとの間で各シリンダと本体とに設けた給排通路を切り換えるバルブプレートと、斜板の傾転角を減少させるよう配設される制御シリンダＢと、制御シリンダＢに対抗して斜板とケーシング間に調整自在に介装されるばね部材とを備え、シリンダ内の圧油を連通路を介して制御シリンダＢに導入して、斜板に発生するシリンダ，制御シリンダＢによるモーメントとばね部材によるモーメントを所要の傾転角で平衡させて、馬力制御する可変容量型斜板ピストンポンプにおいて、前記斜板の傾転角を増大させる方向にモーメントを発生する制御シリンダＡを配設し、当該制御シリンダＡに導入する圧力の導入部を斜板のシューの摺動面に設けて、当該導入部にシューの通路を介してシリンダ内の圧力を導入するようにしたことを特徴する可変容量型斜板ピストンポンプ。
- 前記斜板の傾転角を増大させる方向にモーメントを発生する制御シリンダＡに導入する圧油を斜板の傾動部に設けた油溜凹部、絞りを経由して導入するようにしたことを特徴とする請求項１または２に記載の可変容量型斜板ピストンポンプ。
- 前記斜板の傾転角を減少させるよう配設される制御シリンダＢに導入する圧油を斜板の傾動部に設けた油溜凹部、絞りを経由して導入するようにしたことを特徴とする請求項２に記載の可変容量型斜板ピストンポンプ。
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