JP3981233B2

JP3981233B2 - Multiple piston pump

Info

Publication number: JP3981233B2
Application number: JP2000034043A
Authority: JP
Inventors: 聡森
Original assignee: KYB Corp
Current assignee: KYB Corp
Priority date: 2000-02-10
Filing date: 2000-02-10
Publication date: 2007-09-26
Anticipated expiration: 2020-02-10
Also published as: JP2001221147A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、ピストンポンプの改良に関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
例えば作業機械や建設機械等には、油圧源として複数の独立した吐出通路を備える多連式ピストンポンプが搭載され、一つの多連式ピストンポンプによって複数の油圧機器を駆動するようになっている。
【０００３】
従来の多連式ピストンポンプとして、例えば図９に示すように３本の吐出通路６１，６２，６３を備えるものがあった。
【０００４】
これについて説明すると、バルブプレート５０には一つの吸込ポート５４と３つの吐出ポート５１，５２，５３が開口している。吐出ポート５３は吐出ポート５１，５２に対して回転軸を中心とする円周方向について分割される。吐出ポート５１，５２は回転軸を中心として異なった半径上に位置するように分割される。
【０００５】
シリンダブロックの回転に伴って各シリンダが順に吐出ポート５３に連通した後、吐出ポート５１と吐出ポート５２の交互に連通し、各吐出ポート５１，５２，５３から吐出される作動油が各吐出通路６１，６２，６３をそれぞれ通って３つの油圧機器へと導かれる。各吐出通路６１，６２，６３では互いに独立した作動油の流れが生じ、作動油の流量や圧力を個別に設定できる。
【０００６】
【発明が解決しようとする課題】
このような従来の多連式ピストンポンプにあっては、吐出ポート５１，５２と吐出ポート５３が回転軸を中心とする円周方向について分割される構造のため、各吐出通路６１，６２，６３に生じる作動油の圧力脈動が大きいという問題点があった。
【０００７】
図１０はシリンダブロックの回転に伴って一つのシリンダから吐出通路６１に吐出される作動油の流量が変化する様子を示している。この吐出流量は吐出行程の中間区間にてステップ状に立ち上がり、吐出行程の終了区間にて次第に減少して０となる。
【０００８】
図１１はシリンダブロックの回転に伴って半数の各シリンダから順に吐出通路６１に吐出される作動油の流量が変化する様子を示している。この鋸歯状の吐出流量特性は図１０の吐出流量特性を合成したものとなり、その変動幅が大きい。
【０００９】
図１２はシリンダブロックの回転に伴って一つのシリンダから吐出通路６３に吐出される作動油の流量が変化する様子を示している。この吐出流量は吐出行程の開始区間にて０から次第に立ち上がり、ステップ状に減少して０となる。
【００１０】
図１３はシリンダブロックの回転に伴って全シリンダから順に吐出通路６３に吐出される作動油の流量が変化する様子を示している。この鋸歯状の吐出流量特性は図１２の吐出流量特性を合成したものとなり、その変動幅が大きい。
【００１１】
このように、各吐出通路６１，６２，６３に生じる作動油の圧力脈動が大きいため、これらの作動油圧が導かれる油圧配管および油圧機器の振動が生じ、騒音等の原因になる。
【００１２】
本発明は上記の問題点を鑑みてなされたものであり、吐出圧の脈動を抑えられる多連式ピストンポンプを提供することを目的とする。
【００１３】
【課題を解決するための手段】
第１の発明は、シリンダブロックにその回転軸と平行に配設した複数のシリンダと、各シリンダにそれぞれの容積室を画成する複数のピストンと、シリンダブロックの回転に伴って各シリンダの容積室を拡縮するようにピストンを往復動させる斜板と、シリンダブロックを摺接させるバルブプレートと、バルブプレートに開口する吸込ポートおよび吐出ポートと、シリンダブロックの回転に伴って各シリンダの容積室を吸込ポートまたは吐出ポートに連通させるシリンダポートとを備えるピストンポンプに適用する。
【００１４】
そして、吐出ポートを回転軸を中心とする円周方向について開始側吐出ポートと中間吐出ポートおよび終了側吐出ポートに分割し、中間吐出ポートを開始側吐出ポートと終了側吐出ポートの間に配置し、開始側吐出ポートと終了側吐出ポートの両方に接続して作動油圧を導く合流吐出通路と、中間吐出ポートに接続して作動油圧を導く吐出通路とを備え、中間吐出ポートを回転軸を中心とする異なった半径上に位置して外側中間吐出ポートと内側中間吐出ポートに分割し、内側中間吐出ポートに接続して作動油圧を導く吐出通路と、外側中間吐出ポートに接続して作動油圧を導く吐出通路とを備え、シリンダブロックの回転に伴ってシリンダの容積室がシリンダポートを介して開始側吐出ポートと外側中間吐出ポートと終了側吐出ポートとに対して順に連通するとともに当該シリンダと回転軸を中心とする円周方向について隣り合うシリンダの容積室がシリンダポートを介して開始側吐出ポートと内側中間吐出ポートと終了側吐出ポートとに対して順に連通して合流吐出通路と各吐出通路とにはそれぞれ各容積室からの作動油が絶えず吐出されるものとした。
【００１６】
第２の発明は、第１の発明において、中間吐出ポートに連通するシリンダの本数がシリンダブロックの回転角度によらず常に等しくなり、かつ中間吐出ポートに吐出されるシリンダの１本当たりの瞬間吐出量が吐出開始時と吐出終了時で略等しくなる設定とした。
【００１７】
第３の発明は、第１または２の発明において、開始側吐出ポートまたは終了側吐出ポートに連通するシリンダの本数がシリンダブロックの回転角度によらず常に等しくなり、かつ開始側吐出ポートに吐出されるシリンダの１本当たりの吐出終了時の瞬間吐出量が終了側吐出ポートに吐出されるシリンダの１本当たりの吐出開始時の瞬間吐出量とが略等しくなる設定とした。
【００１８】
第４の発明は、第１から第３のいずれか一つの発明において、開始側吐出ポートと中間吐出ポートの間に挟まれるランド部と、中間吐出ポートと終了側吐出ポートの間に挟まれるランド部とを備え、回転軸を中心として各ランド部が拡がる角度をシリンダポートが開口する角度より大きく形成するものとした。
【００１９】
【発明の作用および効果】
第１の発明において、吐出行程の開始区間に各容積室から開始側吐出ポートへと吐出される作動油と、吐出行程の終了区間に各容積室から終了側吐出ポートへと吐出される作動油とは、合流吐出通路を通って互いに合流して第一の油圧機器へと導かれる。
【００２０】
開始側吐出ポートと終了側吐出ポートは、両者の間に中間吐出ポートを挟み、回転軸を中心とする円周方向について互いに離れて開口しているため、開始側吐出ポートと終了側吐出ポートには常に異なる容積室を連通させることが可能となる。この場合、合流吐出通路には常に複数の容積室から作動油が吐出されるため、合流吐出通路の圧力脈動を小さく抑えられる。
【００２１】
中間区間において一つの容積室から吐出される作動油流量の変動幅は開始区間や終了区間に比べて小さいため、吐出行程の中間区間において各容積室に連通する吐出通路の圧力脈動を小さく抑えられる。
【００２２】
このように、各吐出通路の圧力脈動が小さく抑えられるため、これらの作動油圧が導かれる油圧配管および油圧機器の振動が抑えられ、騒音の低減がはかられる。
【００２３】
そして、合流吐出通路と内側中間吐出ポートに接続した吐出通路および外側中間吐出ポートに接続した吐出通路との３系統で、互いに独立した作動油の流れが生じ、作動油の流量や圧力を個別に設定できる。
【００２４】
第２の発明において、中間吐出ポートに対して常に同数のシリンダが連通し、各シリンダの１本当たりの瞬間吐出量が吐出開始時と吐出終了時で略等しいため、各シリンダから中間吐出ポートに吐出される作動油の流量は弓状のカーブが連続する特性となり、吐出通路の圧力脈動を小さく抑えられる。
【００２５】
第３の発明において、開始側吐出ポートまたは終了側吐出ポートに対して常に同数のシリンダが連通し、開始側吐出ポートに吐出されるシリンダの１本当たりの吐出終了時の瞬間吐出量が終了側吐出ポートに吐出されるシリンダの１本当たりの吐出開始時の瞬間吐出量とが略等しいため、各シリンダから合流吐出通路に吐出される作動油の流量の変動幅を小さく抑えられ、合流吐出通路の圧力脈動を小さく抑えられる。
【００２６】
第４の発明において、開始側吐出ポートと中間吐出ポートおよび終了側吐出ポートはそれぞれの間に介在したランド部により密封され、各吐出通路で作動油の流量や圧力を個別に設定できる。
【００２７】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を添付図面に基づいて説明する。
【００２８】
図１に示すように、回転斜板式のピストンポンプ１０は、ケーシング１とポートブロック２とにより形成される内部空間にシリンダブロック３および斜板４が収装される。
【００２９】
シリンダブロック３はシャフト５を介して回転駆動される。シャフト５は、その一端がポートブロック２にベアリング１２を介して支持され、その途中がケーシング１にベアリング１１を介して支持される。シャフト５はケーシング１から外部へ突出されるその一端に図示しない動力源から回転が伝達される。
【００３０】
シリンダブロック３には偶数本のシリンダ６がその回転軸Ｏ（図３、図４参照）と平行に、かつその回転軸Ｏを中心とする略同一円周上に一定の間隔を持って並んで配置される。本実施形態ではシリンダ６の本数を１０としているが、これに限定されるものではない。
【００３１】
各シリンダ６にはピストン８がそれぞれ挿入され、両者の間に容積室７が画成される。各ピストン８の一端側はシリンダブロック３から突出され、斜板４に接するシュー９を介して支持される。シリンダブロック３が回転すると、各ピストン８は斜板４との間で往復動し、シリンダ６の容積室７を拡縮させる。すなわち、シリンダブロック３がバルブプレート２０に対して図３に矢印で示す方向に回転するのに伴って、ピストン８によって容積室７を拡張する吸込行程と容積室７を収縮する吐出行程が繰り返される。
【００３２】
図４に示すように、シリンダブロック３の端面には各容積室７に連通するシリンダポート１３，１４が開口する。シリンダポート１３，１４は、中心軸Ｏを中心として異なった半径上に交互に円弧状に湾曲した長円形の開口断面を有する。
【００３３】
ケーシング１とポートブロック２の間にはシリンダブロック３の端面を摺接させるバルブプレート２０が介装される。バルブプレート２０には吸込ポート２５と吐出ポート２１〜２４がそれぞれ開口し、シリンダブロック３の回転に伴って各シリンダポート１３，１４が連通することによって各容積室７に対する作動油の吸込と吐出が制御される。
【００３４】
図２に示すように、バルブプレート２０には各容積室７に連通する一つの吸込ポート２５が開口し、ポートブロック２には吸込ポート２５に接続する１本の吸込通路３５が形成される。シリンダブロック３の回転に伴い図示しないタンクからの作動油が図示しない配管と吸込通路３５および吸込ポート２５を通ってシリンダポート１３から各容積室７に供給される。
【００３５】
多連式のピストンポンプ１０のポートブロック２には、３本の吐出通路３０，３２，３３が形成され、各容積室７から吐出する加圧作動油が各吐出通路３０，３２，３３を通り、図示しない配管を介して３つの油圧機器へとそれぞれ導かれる。
【００３６】
バルブプレート２０には開始側吐出ポート２１と中間吐出ポート２２，２３および終了側吐出ポート２４が回転軸Ｏを中心とする円周方向について分割して形成され、開始側吐出ポート２１と終了側吐出ポート２４の間に中間吐出ポート２２，２３を挟むように配置される。
【００３７】
合流吐出通路３０は開始側吐出ポート２１に接続する分岐部３１と、終了側吐出ポート２４に接続する分岐部３４を有する。各容積室７から開始側吐出ポート２１と終了側吐出ポート２４へと吐出される作動油は合流吐出通路３０を通って合流した後、図示しない配管を介して第一の油圧機器へと導かれる。本実施形態において、合流吐出通路３０はＹ字形に形成されているが、これに限定されるものではない。
【００３８】
外側中間吐出ポート２３と内側中間吐出ポート２２は、中心軸Ｏを中心として円弧状に湾曲した長円形の開口断面を有し、回転軸Ｏを中心とする異なった半径上に位置して形成される。
【００３９】
図４に示すように、シリンダブロック３の端面には容積室７を内側中間吐出ポート２２に連通する内側シリンダポート１３と、外側中間吐出ポート２３に連通する外側シリンダポート１４がそれぞれ開口している。内側シリンダポート１３は、内側中間吐出ポート２２と略同一円周上に形成され、外側シリンダポート１４は外側中間吐出ポート２３と略同一円周上に形成される。
【００４０】
内側中間吐出ポート２２に吐出通路３２が接続する。容積室７で圧縮され内側シリンダポート１３から内側中間吐出ポート２２へと吐出される作動油は、吐出通路３２と図示しない配管をそれぞれ通って第二の油圧機器へと導かれる。
【００４１】
外側中間吐出ポート２３に吐出通路３３が接続する。容積室７で圧縮され外側シリンダポート１４から外側中間吐出ポート２３へと吐出される作動油は、吐出通路３３と図示しない配管をそれぞれ通って第三の油圧機器へと導かれる。
【００４２】
各シリンダポート１３，１４が開口する角度範囲θ１ａ，θ１ｂは、各シリンダ１３，１４間の角度より小さく設定する。すなわち、シリンダ６の本数をＮとすると、次の（１）、（２）式が満たされるように設定される。
０＜θ１ａ＜（３６０°／Ｎ） …（１）
０＜θ１ｂ＜（３６０°／Ｎ） …（２）
図３に示すように、バルブプレート２０は各ポート２１〜２５の間に拡がる４つのランド部４１〜４４を有する。
【００４３】
開始側吐出ポート２１と中間吐出ポート２２，２３の間に挟まれるランド部４２が拡がる角度範囲θ２ａをシリンダポート１３，１４が開口する角度範囲θ１ａ，θ１ｂより大きく形成する。同様に、中間吐出ポート２２，２３と終了側吐出ポート２４の間に挟まれるランド部４３が拡がる角度範囲θ２ｂをシリンダポート１３，１４が開口する角度範囲θ１ａ，θ１ｂより大きく形成する。すなわち、次の（３）〜（６）の式が満たされるように設定される。
θ２ａ≧θ１ａ …（３）
θ２ｂ≧θ１ａ …（４）
θ２ａ≧θ１ｂ …（５）
θ２ｂ≧θ１ｂ …（６）
これにより、シリンダブロック３の回転に伴ってシリンダポート１３，１４が開始側吐出ポート２１から中間吐出ポート２２，２３へと向かう過程でランド部４２に対峙して遮断され、各ポート２１，２２，２３間の密封がはかれる。同様に、シリンダブロック３の回転に伴ってシリンダポート１３，１４が中間吐出ポート２２，２３から開始側吐出ポート２１へと向かう過程でランド部４３に対峙して遮断され、各ポート２２，２３，２４間の密封がはかれる。
【００４４】
図３にて、中心線Ｙは各シリンダ６において吸込行程が行われる吸込領域と吐出行程が行われる吐出領域を分ける境界線であり、中心線Ｘは中心線Ｙに直交して吸込領域と吐出領域をそれぞれ二等分する直線であり、中心線Ｄはランド部４２を二等分する直線であり、中心線Ｅはランド部４３を二等分する直線である。中心線ＹとＤ間の角度をＡとし、中心線ＤとＥ間の角度をＢとし、中心線ＥとＹ間の角度をＣとすると、これら角度Ａ，Ｂ，Ｃは次の（７）、（８）の式がそれぞれ満たされるように設定される。ただし、ｉは任意の自然数とし、０°＜Ｂ＜１８０°、（３６０°／Ｎ）＜Ａ＝Ｃ＜９０°とする。
Ｂ＝（ｉ×３６０°）／（Ｎ／２） …（７）
Ａ＝Ｃ＝（１８０°−Ｂ）／２ …（８）
各中間吐出ポート２２，２３に連通するシリンダ６の本数がシリンダブロック３の回転角度によらず常に等しくなり、かつ中間吐出ポート２２，２３に吐出されるシリンダ６の１本当たりの瞬間吐出量が吐出開始時と吐出終了時で略等しくなる設定とする。
【００４５】
そして、開始側吐出ポート２１または終了側吐出ポート２４に連通するシリンダ６の本数がシリンダブロック３の回転角度によらず常に等しくなり、かつ開始側吐出ポート２１に吐出されるシリンダ６の１本当たりの吐出終了時の瞬間吐出量が終了側吐出ポート２４に吐出されるシリンダ６の１本当たりの吐出開始時の瞬間吐出量とが略等しくなる設定とする。
【００４６】
斜板４とケーシング１の間にはスプリング１５が介装され、斜板４はスプリング１５によってその傾転角度を最大とする方向に付勢される。
【００４７】
斜板４とケーシング１の間にはスプリング１５に抗して斜板４を動かす油圧シリンダ１６が介装される。油圧シリンダ１６はケーシング１に形成されたシリンダ１７と、シリンダ１７に摺動可能に挿入されるピストン１８とを備え、両者の間に画成される油室１９にはポートブロック２に形成される図示しない油通路を介して作動油圧が導かれる。油圧シリンダ１６は作動油圧が上昇するのにしたがってピストン１８がシリンダ１７から突出して斜板４の傾転角度を減少させ、シャフト５の１回転当たりのポンプ押しのけ容積が減少する。
【００４８】
以上のように構成されて、次に作用について説明する。
【００４９】
シリンダブロック３の１回転につき、各ピストン８がシリンダ６を１往復動する。シリンダ６の容積室７が拡張する吸込行程では、作動油をバルブプレート２０の吸込ポート２５からシリンダポート１３，１４を通して容積室７に吸い込む。シリンダ６の容積室７が収縮する吐出行程では、作動油を容積室７からシリンダポート１３，１４を通してバルブプレート２０の各吐出ポート２１〜２４へと順に吐出する。これにより、各吐出通路３０，３２，３３では互いに独立した作動油の流れが生じ、作動油の流量や圧力を個別に設定できる。
【００５０】
吐出行程の開始区間（図３における角度Ａの範囲）に各容積室７から開始側吐出ポート２１へと吐出される作動油と、吐出行程の終了区間（図３における角度Ｃの範囲）に各容積室７から終了側吐出ポート２４へと吐出される作動油とは、合流吐出通路３０を通って合流して第一の油圧機器へと導かれる。
【００５１】
開始側吐出ポート２１と終了側吐出ポート２４は回転軸Ｏを中心とする円周方向について互いに離れて開口しているため、開始側吐出ポート２１と終了側吐出ポート２４には常に異なる容積室７が連通し、合流吐出通路３０には複数の容積室７からの作動油が絶えず吐出されるため、合流吐出通路３０から吐出される作動油の圧力脈動を小さく抑えられる。
【００５２】
図５はシリンダブロック３の回転に伴って一つの容積室７から合流吐出通路３０に吐出される作動油の流量が変化する様子を示している。この吐出流量は吐出行程の開始区間にて０から次第に増大し、吐出行程の中間区間（図３における角度Ｂの範囲）にて０を維持し、吐出行程の終了区間にて次第に減少して０となる。
【００５３】
図６はシリンダブロック３の回転に伴ってＮ（本実施形態では１０）個の各容積室７から合流吐出通路３０に吐出される作動油の流量が変化する様子を示している。この吐出流量特性は図５の吐出流量特性を３６０°／Ｎ（本実施形態では３６°）づつ位相をずらして合成したものとなる。開始側吐出ポート２１または終了側吐出ポート２４に対して常に同数のシリンダ６が連通し、かつ開始側吐出ポート２１に吐出されるシリンダ６の１本当たりの吐出終了時の瞬間吐出量が終了側吐出ポート２４に吐出されるシリンダ６の１本当たりの吐出開始時の瞬間吐出量とが略等しいため、図６に示す作動油の吐出流量は鋸歯状の特性となるものの、図１３に示す従来装置に比べてその変動幅を小さく抑えられ、合流吐出通路３０の圧力脈動を小さく抑えられる。
【００５４】
吐出行程の中間区間に各容積室７から吐出される作動油は、内側中間吐出ポート２２から吐出通路３２を通って第二の油圧機器へと導かれるものと、外側中間吐出ポート２３から吐出通路３３を通って第三の油圧機器へと導かれるものとがある。
【００５５】
図７はシリンダブロック３の回転に伴って一つの容積室７から吐出通路３２，３３に吐出される作動油の流量が変化する様子を示している。この吐出流量はステップ状に立ち上がり、なだらかな弓状のカーブを描いて増減する対称形状となり、吐出流量の変動幅が小さい。
【００５６】
図８はシリンダブロック３の回転に伴って５個の各容積室７から吐出通路３２、吐出通路３３に吐出される作動油の流量が変化する様子を示している。この吐出流量特性は図７の吐出流量特性を３６０°／（Ｎ／２）（本実施形態では７２°）づつ位相をずらして合成したものとなる。各中間吐出ポート２２，２３に対して常に同数のシリンダ６が連通し、シリンダ６の１本当たりの瞬間吐出量が吐出開始時と吐出終了時で略等しいため、図８に示す作動油の吐出流量は弓状のカーブが連続する特性となり、図１１に示す従来装置に比べて吐出流量の変動幅を小さく抑えられる。
【００５７】
このように、各吐出通路３０，３２，３３における作動油の流量変化を小さく抑えられるため、各吐出通路３０，３２，３３の圧力脈動が小さく抑えられ、これらの作動油圧が導かれる油圧配管および油圧機器の振動が抑えられ、騒音の低減がはかられる。
【００５８】
本発明は斜板式ピストンポンプに限らず、斜軸式ピストンポンプにも適用できる。また、その技術的な思想の範囲内において種々の変更がなしうることは明白である。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施の形態を示す多連式ピストンポンプの断面図。
【図２】同じくバルブプレートおよびポートブロックの正面図。
【図３】同じくバルブプレートの正面図。
【図４】同じくシリンダブロック等の正面図。
【図５】容積室の吐出流量とポンプ回転角度の関係を示す線図。
【図６】合流吐出通路の吐出流量とポンプ回転角度の関係を示す線図。
【図７】容積室の吐出流量とポンプ回転角度の関係を示す線図。
【図８】吐出通路の吐出流量とポンプ回転角度の関係を示す線図。
【図９】従来例を示すバルブプレートの正面図。
【図１０】容積室の吐出流量とポンプ回転角度の関係を示す線図。
【図１１】吐出通路の吐出流量とポンプ回転角度の関係を示す線図。
【図１２】容積室の吐出流量とポンプ回転角度の関係を示す線図。
【図１３】吐出通路の吐出流量とポンプ回転角度の関係を示す線図。
【符号の説明】
１ケーシング
２ポートブロック
３シリンダブロック
４斜板
５シャフト
６シリンダ
７容積室
８ピストン
１３シリンダポート
２０バルブプレート
２１開始側吐出ポート
２２外側中間吐出ポート
２３内側中間吐出ポート
２４終了側吐出ポート
２５吸込ポート
３０合流吐出通路
３２吐出通路
３３吐出通路
４２ランド部
４３ランド部[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to an improvement of a piston pump.
[0002]
[Prior art]
For example, work machines and construction machines are equipped with a multiple piston pump having a plurality of independent discharge passages as a hydraulic pressure source, and a plurality of hydraulic devices are driven by one multiple piston pump. .
[0003]
Some conventional multiple piston pumps include, for example, three discharge passages 61, 62, 63 as shown in FIG.
[0004]
Explaining this, the valve plate 50 has one suction port 54 and three discharge ports 51, 52, 53. The discharge port 53 is divided with respect to the discharge ports 51 and 52 in the circumferential direction around the rotation axis. The discharge ports 51 and 52 are divided so as to be located on different radii around the rotation axis.
[0005]
After each cylinder communicates with the discharge port 53 in order as the cylinder block rotates, the discharge port 51 and the discharge port 52 communicate alternately with each other, and the hydraulic oil discharged from each discharge port 51, 52, 53 flows into each discharge passage. The three hydraulic devices are led through 61, 62 and 63, respectively. In each of the discharge passages 61, 62, and 63, the flow of hydraulic oil independent from each other is generated, and the flow rate and pressure of the hydraulic oil can be individually set.
[0006]
[Problems to be solved by the invention]
In such a conventional multiple-type piston pump, the discharge ports 51, 52 and the discharge port 53 are divided in the circumferential direction around the rotation axis, so that the discharge passages 61, 62, 63 There was a problem that the pressure pulsation of the hydraulic oil generated in this was large.
[0007]
FIG. 10 shows how the flow rate of the hydraulic oil discharged from one cylinder to the discharge passage 61 changes as the cylinder block rotates. This discharge flow rate rises stepwise in the middle section of the discharge stroke, and gradually decreases to zero in the end section of the discharge stroke.
[0008]
FIG. 11 shows a state in which the flow rate of the hydraulic oil discharged from the half of the cylinders to the discharge passage 61 in order with the rotation of the cylinder block changes. This sawtooth discharge flow rate characteristic is a combination of the discharge flow rate characteristics of FIG. 10 and has a large fluctuation range.
[0009]
FIG. 12 shows how the flow rate of the hydraulic oil discharged from one cylinder to the discharge passage 63 changes as the cylinder block rotates. The discharge flow rate gradually rises from 0 in the start section of the discharge stroke, decreases in steps, and becomes 0.
[0010]
FIG. 13 shows a state in which the flow rate of the hydraulic oil discharged from the all cylinders to the discharge passage 63 sequentially changes with the rotation of the cylinder block. This sawtooth discharge flow rate characteristic is a combination of the discharge flow rate characteristics of FIG. 12, and its fluctuation range is large.
[0011]
As described above, since the pressure pulsation of the hydraulic oil generated in each of the discharge passages 61, 62, 63 is large, the hydraulic piping and hydraulic equipment to which these hydraulic pressures are guided are generated, causing noise and the like.
[0012]
The present invention has been made in view of the above problems, and an object of the present invention is to provide a multiple piston pump capable of suppressing pulsation of discharge pressure.
[0013]
[Means for Solving the Problems]
According to a first aspect of the present invention, there are provided a plurality of cylinders arranged in a cylinder block in parallel with the rotation axis, a plurality of pistons defining respective volume chambers in each cylinder, and a volume of each cylinder as the cylinder block rotates. A swash plate that reciprocates the piston so as to expand and contract the chamber, a valve plate that slides the cylinder block, a suction port and a discharge port that open to the valve plate, and a volume chamber of each cylinder as the cylinder block rotates. The present invention is applied to a piston pump having a cylinder port that communicates with a suction port or a discharge port.
[0014]
The discharge port is divided into a start-side discharge port, an intermediate discharge port, and an end-side discharge port in the circumferential direction around the rotation axis, and the intermediate discharge port is disposed between the start-side discharge port and the end-side discharge port. , centered starting side discharge port and converging discharge passage connected to both ends side discharge port leads to a hydraulic pressure, and a discharge passage connected to the intermediate discharge port introducing hydraulic oil pressure, the intermediate discharge port rotary shaft Are located on different radii and divided into an outer intermediate discharge port and an inner intermediate discharge port, connected to the inner intermediate discharge port to guide the hydraulic pressure, and connected to the outer intermediate discharge port to A discharge passage that guides the volume chamber of the cylinder to the start side discharge port, the outer intermediate discharge port, and the end side discharge port through the cylinder port as the cylinder block rotates. The volume chambers of cylinders adjacent to each other in the circumferential direction around the cylinder and the rotation axis are sequentially connected to the start side discharge port, the inner intermediate discharge port, and the end side discharge port via the cylinder port. It is assumed that hydraulic fluid from each volume chamber is continuously discharged to the merge discharge passage and each discharge passage in communication .
[0016]
According to a second invention, in the first invention, the number of cylinders communicating with the intermediate discharge port is always equal regardless of the rotation angle of the cylinder block, and the instantaneous discharge per cylinder discharged to the intermediate discharge port The amount was set to be approximately equal at the start of discharge and at the end of discharge.
[0017]
According to a third invention, in the first or second invention, the number of cylinders communicating with the start side discharge port or the end side discharge port is always equal regardless of the rotation angle of the cylinder block, and the cylinder is discharged to the start side discharge port. The instantaneous discharge amount at the end of discharge per cylinder is set to be substantially equal to the instantaneous discharge amount at the start of discharge per cylinder discharged to the end-side discharge port.
[0018]
According to a fourth invention, in any one of the first to third inventions, a land portion sandwiched between the start side discharge port and the intermediate discharge port and a land sandwiched between the intermediate discharge port and the end side discharge port. And an angle at which each land portion expands around the rotation axis is larger than an angle at which the cylinder port opens.
[0019]
Operation and effect of the invention
1st invention WHEREIN: The hydraulic fluid discharged from each volume chamber to the start side discharge port in the start area of a discharge stroke, and the hydraulic oil discharged from each volume chamber to the end side discharge port in the end section of a discharge stroke Are merged with each other through the merged discharge passage and guided to the first hydraulic device.
[0020]
The start-side discharge port and the end-side discharge port have an intermediate discharge port sandwiched between them and are opened away from each other in the circumferential direction around the rotation axis. Can always communicate with different volume chambers. In this case, since hydraulic oil is always discharged from the plurality of volume chambers to the merged discharge passage, pressure pulsations in the merged discharge passage can be suppressed to a small value.
[0021]
Since the fluctuation range of the flow rate of hydraulic oil discharged from one volume chamber in the intermediate section is smaller than that in the start section and end section, pressure pulsations in the discharge passage communicating with each volume chamber can be suppressed in the intermediate section of the discharge stroke. .
[0022]
Thus, since the pressure pulsation of each discharge passage is suppressed small, the vibration of the hydraulic piping and hydraulic equipment through which these hydraulic pressures are guided can be suppressed, and noise can be reduced.
[0023]
In three systems of the merged discharge passage, the discharge passage connected to the inner intermediate discharge port, and the discharge passage connected to the outer intermediate discharge port, the flow of hydraulic oil independent from each other is generated, and the flow rate and pressure of the hydraulic oil are individually set. Can be set.
[0024]
In the second aspect of the invention, the same number of cylinders always communicate with the intermediate discharge port, and the instantaneous discharge amount per cylinder is substantially equal at the start and end of discharge. The flow rate of the discharged hydraulic oil has a characteristic in which an arcuate curve continues, and the pressure pulsation in the discharge passage can be suppressed to a small value.
[0025]
In the third invention, the same number of cylinders always communicate with the start side discharge port or the end side discharge port, and the instantaneous discharge amount at the end of discharge per cylinder discharged to the start side discharge port is the end side. Since the instantaneous discharge amount at the start of discharge per cylinder discharged to the discharge port is substantially equal, the fluctuation range of the flow rate of the hydraulic oil discharged from each cylinder to the combined discharge passage can be suppressed to a small value, and the combined discharge passage The pressure pulsation can be kept small.
[0026]
In the fourth invention, the start-side discharge port, the intermediate discharge port, and the end-side discharge port are sealed by land portions interposed therebetween, and the flow rate and pressure of the hydraulic oil can be individually set in each discharge passage.
[0027]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
Hereinafter, embodiments of the present invention will be described with reference to the accompanying drawings.
[0028]
As shown in FIG. 1, the rotary swash plate type piston pump 10 has a cylinder block 3 and a swash plate 4 housed in an internal space formed by a casing 1 and a port block 2.
[0029]
The cylinder block 3 is rotationally driven via a shaft 5. One end of the shaft 5 is supported by the port block 2 via the bearing 12, and the middle thereof is supported by the casing 1 via the bearing 11. The rotation of the shaft 5 is transmitted from a power source (not shown) to one end of the shaft 5 that projects outward from the casing 1.
[0030]
In the cylinder block 3, an even number of cylinders 6 are arranged in parallel with the rotation axis O (see FIGS. 3 and 4) and on the substantially same circumference with the rotation axis O as a center at a constant interval. Be placed. In the present embodiment, the number of cylinders 6 is set to 10, but is not limited to this.
[0031]
A piston 8 is inserted into each cylinder 6, and a volume chamber 7 is defined between them. One end of each piston 8 protrudes from the cylinder block 3 and is supported via a shoe 9 in contact with the swash plate 4. When the cylinder block 3 rotates, each piston 8 reciprocates between the swash plate 4 and expands / contracts the volume chamber 7 of the cylinder 6. That is, as the cylinder block 3 rotates with respect to the valve plate 20 in the direction indicated by the arrow in FIG. 3, the suction stroke for expanding the volume chamber 7 by the piston 8 and the discharge stroke for contracting the volume chamber 7 are repeated. .
[0032]
As shown in FIG. 4, cylinder ports 13 and 14 communicating with the respective volume chambers 7 are opened at the end face of the cylinder block 3. The cylinder ports 13 and 14 have oval open cross-sections that are alternately curved in a circular arc shape on different radii around the central axis O.
[0033]
A valve plate 20 is provided between the casing 1 and the port block 2 so as to slidably contact the end face of the cylinder block 3. A suction port 25 and discharge ports 21 to 24 are opened in the valve plate 20, and each cylinder port 13, 14 communicates with the rotation of the cylinder block 3, whereby suction and discharge of hydraulic oil to each volume chamber 7 is performed. Be controlled.
[0034]
As shown in FIG. 2, one suction port 25 communicating with each volume chamber 7 is opened in the valve plate 20, and one suction passage 35 connected to the suction port 25 is formed in the port block 2. As the cylinder block 3 rotates, hydraulic oil from a tank (not shown) is supplied from the cylinder port 13 to each volume chamber 7 through a pipe (not shown), the suction passage 35 and the suction port 25.
[0035]
Three discharge passages 30, 32, 33 are formed in the port block 2 of the multiple piston pump 10, and pressurized hydraulic oil discharged from each volume chamber 7 passes through each discharge passage 30, 32, 33. These are guided to three hydraulic devices through piping (not shown).
[0036]
In the valve plate 20, a start side discharge port 21, intermediate discharge ports 22, 23 and an end side discharge port 24 are formed separately in the circumferential direction around the rotation axis O, and the start side discharge port 21 and the end side discharge port are formed. The intermediate discharge ports 22 and 23 are arranged between the ports 24.
[0037]
The merged discharge passage 30 includes a branch portion 31 connected to the start side discharge port 21 and a branch portion 34 connected to the end side discharge port 24. The hydraulic oil discharged from each volume chamber 7 to the start-side discharge port 21 and the end-side discharge port 24 merges through the merged discharge passage 30 and is then guided to the first hydraulic device via a pipe (not shown). . In the present embodiment, the merged discharge passage 30 is formed in a Y shape, but is not limited thereto.
[0038]
The outer intermediate discharge port 23 and the inner intermediate discharge port 22 have an oval opening cross section that is curved in an arc shape around the central axis O, and are formed on different radii centered on the rotation axis O. The
[0039]
As shown in FIG. 4, an inner cylinder port 13 that communicates the volume chamber 7 with the inner intermediate discharge port 22 and an outer cylinder port 14 that communicates with the outer intermediate discharge port 23 are opened at the end face of the cylinder block 3. . The inner cylinder port 13 is formed on substantially the same circumference as the inner intermediate discharge port 22, and the outer cylinder port 14 is formed on substantially the same circumference as the outer intermediate discharge port 23.
[0040]
A discharge passage 32 is connected to the inner intermediate discharge port 22. The hydraulic fluid compressed in the volume chamber 7 and discharged from the inner cylinder port 13 to the inner intermediate discharge port 22 is guided to the second hydraulic device through the discharge passage 32 and a pipe (not shown).
[0041]
A discharge passage 33 is connected to the outer intermediate discharge port 23. The hydraulic oil compressed in the volume chamber 7 and discharged from the outer cylinder port 14 to the outer intermediate discharge port 23 is guided to the third hydraulic device through the discharge passage 33 and a pipe (not shown).
[0042]
The angle ranges θ1a and θ1b in which the cylinder ports 13 and 14 are opened are set to be smaller than the angle between the cylinders 13 and 14. That is, when the number of cylinders 6 is N, the following formulas (1) and (2) are satisfied.
0 <θ1a <(360 ° / N) (1)
0 <θ1b <(360 ° / N) (2)
As shown in FIG. 3, the valve plate 20 has four land portions 41 to 44 extending between the ports 21 to 25.
[0043]
An angle range θ2a in which the land portion 42 sandwiched between the start side discharge port 21 and the intermediate discharge ports 22 and 23 expands is formed larger than the angle ranges θ1a and θ1b in which the cylinder ports 13 and 14 are opened. Similarly, the angle range θ2b in which the land portion 43 sandwiched between the intermediate discharge ports 22 and 23 and the end-side discharge port 24 expands is formed larger than the angle ranges θ1a and θ1b in which the cylinder ports 13 and 14 open. That is, it is set so that the following expressions (3) to (6) are satisfied.
θ2a ≧ θ1a (3)
θ2b ≧ θ1a (4)
θ2a ≧ θ1b (5)
θ2b ≧ θ1b (6)
As a result, the cylinder ports 13 and 14 are shut off against the land portion 42 in the process from the start side discharge port 21 to the intermediate discharge ports 22 and 23 as the cylinder block 3 rotates. 23 is sealed. Similarly, as the cylinder block 3 rotates, the cylinder ports 13, 14 are blocked against the land 43 in the process from the intermediate discharge ports 22, 23 toward the start discharge port 21, and the ports 22, 23, 24 is sealed.
[0044]
In FIG. 3, the center line Y is a boundary line that separates the suction region where the suction stroke is performed and the discharge region where the discharge stroke is performed in each cylinder 6, and the center line X is perpendicular to the center line Y and the suction region and the discharge region. Each of the regions is a straight line that bisects, the center line D is a straight line that bisects the land portion 42, and the center line E is a straight line that bisects the land portion 43. Assuming that the angle between the center lines Y and D is A, the angle between the center lines D and E is B, and the angle between the center lines E and Y is C, these angles A, B, and C are the following (7) , (8) are set so as to satisfy each of them. However, i is an arbitrary natural number, and 0 ° <B <180 ° and (360 ° / N) <A = C <90 °.
B = (i × 360 °) / (N / 2) (7)
A = C = (180 ° −B) / 2 (8)
The number of cylinders 6 communicating with each intermediate discharge port 22, 23 is always equal regardless of the rotation angle of the cylinder block 3, and the instantaneous discharge amount per cylinder 6 discharged to the intermediate discharge ports 22, 23 is It is set to be substantially equal at the start of discharge and at the end of discharge.
[0045]
Further, the number of cylinders 6 communicating with the start side discharge port 21 or the end side discharge port 24 is always equal regardless of the rotation angle of the cylinder block 3, and per cylinder 6 discharged to the start side discharge port 21. The instantaneous discharge amount at the end of the discharge is set to be substantially equal to the instantaneous discharge amount at the start of discharge per cylinder 6 discharged to the end-side discharge port 24.
[0046]
A spring 15 is interposed between the swash plate 4 and the casing 1, and the swash plate 4 is urged by the spring 15 in a direction that maximizes the tilt angle.
[0047]
A hydraulic cylinder 16 that moves the swash plate 4 against the spring 15 is interposed between the swash plate 4 and the casing 1. The hydraulic cylinder 16 includes a cylinder 17 formed in the casing 1 and a piston 18 that is slidably inserted into the cylinder 17. An oil chamber 19 defined between the two is formed in the port block 2. The working oil pressure is guided through an oil passage (not shown). As the hydraulic pressure of the hydraulic cylinder 16 increases, the piston 18 protrudes from the cylinder 17 to reduce the tilt angle of the swash plate 4, and the displacement of the pump per one rotation of the shaft 5 decreases.
[0048]
Next, the operation will be described.
[0049]
Each rotation of the cylinder block 3 causes each piston 8 to reciprocate the cylinder 6 one time. In the suction stroke in which the volume chamber 7 of the cylinder 6 expands, the hydraulic oil is sucked into the volume chamber 7 from the suction port 25 of the valve plate 20 through the cylinder ports 13 and 14. In the discharge stroke in which the volume chamber 7 of the cylinder 6 contracts, hydraulic oil is discharged from the volume chamber 7 through the cylinder ports 13 and 14 to the discharge ports 21 to 24 of the valve plate 20 in order. Thereby, in each discharge passage 30,32,33, the flow of the hydraulic oil mutually independent arises, and the flow volume and pressure of hydraulic fluid can be set up individually.
[0050]
The hydraulic oil discharged from each volume chamber 7 to the start-side discharge port 21 in the start section of the discharge stroke (range of angle A in FIG. 3) and the end section of the discharge stroke (range of angle C in FIG. 3) The hydraulic oil discharged from the volume chamber 7 to the end side discharge port 24 merges through the merged discharge passage 30 and is guided to the first hydraulic device.
[0051]
Since the start-side discharge port 21 and the end-side discharge port 24 are opened apart from each other in the circumferential direction around the rotation axis O, the start-side discharge port 21 and the end-side discharge port 24 always have different volume chambers 7. Since the hydraulic fluid from the plurality of volume chambers 7 is constantly discharged into the merged discharge passage 30, the pressure pulsation of the hydraulic oil discharged from the merged discharge passage 30 can be kept small.
[0052]
FIG. 5 shows how the flow rate of the hydraulic oil discharged from one volume chamber 7 to the merged discharge passage 30 changes as the cylinder block 3 rotates. The discharge flow rate gradually increases from 0 in the start section of the discharge stroke, maintains 0 in the intermediate section (range of angle B in FIG. 3) of the discharge stroke, and gradually decreases to 0 in the end section of the discharge stroke. It becomes.
[0053]
FIG. 6 shows how the flow rate of the hydraulic oil discharged from the N (10 in this embodiment) volume chambers 7 to the merged discharge passage 30 changes as the cylinder block 3 rotates. This discharge flow rate characteristic is obtained by synthesizing the discharge flow rate characteristic of FIG. 5 by shifting the phase by 360 ° / N (36 ° in this embodiment). The same number of cylinders 6 are always in communication with the start side discharge port 21 or the end side discharge port 24, and the instantaneous discharge amount at the end of discharge per cylinder 6 discharged to the start side discharge port 21 is the end side. Since the instantaneous discharge amount at the start of discharge per cylinder 6 discharged to the discharge port 24 is substantially equal, the discharge flow rate of hydraulic oil shown in FIG. 6 has a sawtooth characteristic, but the conventional flow shown in FIG. Compared to the apparatus, the fluctuation range can be suppressed to be small, and the pressure pulsation of the merged discharge passage 30 can be suppressed to be small.
[0054]
The hydraulic oil discharged from each volume chamber 7 in the intermediate section of the discharge stroke is guided from the inner intermediate discharge port 22 through the discharge passage 32 to the second hydraulic device, and from the outer intermediate discharge port 23 to the discharge passage. Some of them are led to a third hydraulic device through 33.
[0055]
FIG. 7 shows how the flow rate of hydraulic oil discharged from one volume chamber 7 to the discharge passages 32 and 33 changes as the cylinder block 3 rotates. This discharge flow rate rises in a step shape, becomes a symmetrical shape that increases and decreases along a gentle arcuate curve, and the fluctuation range of the discharge flow rate is small.
[0056]
FIG. 8 shows how the flow rate of hydraulic oil discharged from the five volume chambers 7 to the discharge passage 32 and the discharge passage 33 changes as the cylinder block 3 rotates. This discharge flow rate characteristic is obtained by synthesizing the discharge flow rate characteristic of FIG. 7 by shifting the phase by 360 ° / (N / 2) (72 ° in this embodiment). Since the same number of cylinders 6 are always in communication with the intermediate discharge ports 22 and 23, and the instantaneous discharge amount per cylinder 6 is substantially equal at the start and end of discharge, the hydraulic oil discharge shown in FIG. The flow rate has a characteristic in which an arcuate curve is continuous, and the fluctuation range of the discharge flow rate can be suppressed smaller than that of the conventional apparatus shown in FIG.
[0057]
As described above, since the change in the flow rate of the hydraulic oil in each of the discharge passages 30, 32, and 33 can be suppressed to be small, the pressure pulsation in each of the discharge passages 30, 32, and 33 is suppressed to be small, The vibration of hydraulic equipment can be suppressed and noise can be reduced.
[0058]
The present invention can be applied not only to a swash plate type piston pump but also to an oblique axis type piston pump. It is also obvious that various changes can be made within the scope of the technical idea.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a cross-sectional view of a multiple piston pump showing an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a front view of the valve plate and the port block.
FIG. 3 is a front view of the valve plate.
FIG. 4 is a front view of a cylinder block and the like.
FIG. 5 is a diagram showing the relationship between the discharge flow rate of the volume chamber and the pump rotation angle.
FIG. 6 is a diagram showing the relationship between the discharge flow rate of the merged discharge passage and the pump rotation angle.
FIG. 7 is a diagram showing the relationship between the discharge flow rate of the volume chamber and the pump rotation angle.
FIG. 8 is a diagram showing the relationship between the discharge flow rate in the discharge passage and the pump rotation angle.
FIG. 9 is a front view of a valve plate showing a conventional example.
FIG. 10 is a diagram showing the relationship between the discharge flow rate of the volume chamber and the pump rotation angle.
FIG. 11 is a diagram showing the relationship between the discharge flow rate in the discharge passage and the pump rotation angle.
FIG. 12 is a diagram showing the relationship between the discharge flow rate of the volume chamber and the pump rotation angle.
FIG. 13 is a diagram showing the relationship between the discharge flow rate in the discharge passage and the pump rotation angle.
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 Casing 2 Port block 3 Cylinder block 4 Swash plate 5 Shaft 6 Cylinder 7 Volume chamber 8 Piston 13 Cylinder port 20 Valve plate 21 Start side discharge port 22 Outer intermediate discharge port 23 Inner intermediate discharge port 24 End side discharge port 25 Suction port 30 Combined discharge passage 32 Discharge passage 33 Discharge passage 42 Land portion 43 Land portion

Claims

A plurality of cylinders arranged in the cylinder block in parallel with the rotation axis, a plurality of pistons defining the respective volume chambers in the respective cylinders, and the volume chambers of the respective cylinders as the cylinder block rotates. A swash plate for reciprocating the piston, a valve plate for slidingly contacting the cylinder block, a suction port and a discharge port opening in the valve plate, and each volume chamber as the cylinder block rotates. In a piston pump comprising the suction port or a cylinder port communicating with the discharge port, the discharge port is divided into a start-side discharge port, an intermediate discharge port, and an end-side discharge port in a circumferential direction around the rotation axis, The intermediate discharge port is disposed between the start side discharge port and the end side discharge port. Comprising a merging discharge passage for guiding the working oil pressure by connecting to both of the ends side discharge port and the initiator side discharge port, and a discharge passage for guiding the working oil pressure connected to said intermediate discharge port, rotating the intermediate discharge port Positioned on different radii centered on the axis, divided into an outer intermediate discharge port and an inner intermediate discharge port, connected to the inner intermediate discharge port and connected to the outer intermediate discharge port and connected to the outer intermediate discharge port A discharge passage that guides the hydraulic pressure, and the volume chamber of the cylinder is connected to the start side discharge port, the outer intermediate discharge port, and the end side discharge port through the cylinder port as the cylinder block rotates. The cylinder volume chambers adjacent to each other in the circumferential direction around the rotation axis and the cylinder are connected to the cylinder port. Then, the start side discharge port, the inner intermediate discharge port, and the end side discharge port communicate with each other in order, and hydraulic fluid from each volume chamber is continuously supplied to each of the merged discharge passage and each discharge passage. A multiple piston pump characterized by being discharged .

The number of cylinders communicating with the intermediate discharge port is always equal regardless of the rotation angle of the cylinder block, and the instantaneous discharge amount per cylinder discharged to the intermediate discharge port is the start and end of discharge. 2. The multiple piston pump according to claim 1, wherein the multiple piston pumps are set to be substantially equal in time.

The number of cylinders communicating with the start-side discharge port or the end-side discharge port is always equal regardless of the rotation angle of the cylinder block, and discharge ends per one cylinder discharged to the start-side discharge port The instantaneous discharge amount at the time is set to be substantially equal to the instantaneous discharge amount at the start of discharge per one of the cylinders discharged to the end-side discharge port. Multiple piston pump.

A land portion sandwiched between the start side discharge port and the intermediate discharge port; and a land portion sandwiched between the intermediate discharge port and the end side discharge port. The multiple piston pump according to any one of claims 1 to 3, wherein an expanding angle is formed larger than an angle at which the cylinder port opens.