JP5286408B2 - アキシャルすべり軸受とその動力損失低減方法 - Google Patents

Description

本発明は、広くは静圧すべり軸受に関し、特に、容積型装置における使用に適した静圧すべり軸受に関する。

容積型ポンプおよびモータ、例えば、アキシャルおよびラジアルピストン装置は、通常、シリンダ内で往復運動する、１列に並んだ複数のピストンを備える。アキシャルピストン装置において、このような一連のピストンとシリンダの組合せは、そのシリンダブロック内で、平行かつ環状に配列されている。吸入／排出ポートは、ピストンとシリンダの組合せごとに、該シリンダブロックの一端に形成されており、前記シリンダ内で前記ピストンが往復運動をするに伴って、流体が前記ポートを通って、各シリンダに吸入され、各シリンダから排出されるようになっている。該吸入／排出ポートを含むシリンダブロックの一端は、バルブプレートの表面に当接するアキシャルすべり軸受表面を形成し、該シリンダブロックの他端は、シリンダブロックを回転させるための駆動軸に連結されている。該バルブプレートは、各シリンダの吸入／排出ポートと連続して配された吸入口と排出口を備え、該バルブプレートの吸入口が前記シリンダの吸入／排出ポートと並ぶと、該吸入／排出ポートを通って各シリンダに流体が吸入され、該バルブプレートの排出口が前記シリンダの吸入／排出ポートと並ぶと流体が各シリンダから排出されるようになっている。前記シリンダブロックとバルブプレートの合わせ面は、前記装置によって形成される流体の膜によって分けられたアキシャルすべり軸受表面であり、前記シリンダブロックから前記バルブプレートに掛かるアキシャル荷重を受ける静圧アキシャルすべり軸受を形成する。このアキシャル荷重の支持に加えて、前記アキシャルすべり軸受は、前記ブロックとバルブプレートの間における流体漏れを最小とする必要がある。すなわち、該アキシャルすべり軸受は、軸受機能とシール機能を兼ね備えており、この点で、耐荷重機能のみを有する通常の軸受用途とは区別されている。

容積型装置の前記アキシャルすべり軸受は、静圧軸受とも呼ばれるが、前記シリンダブロックがバルブプレートに対して回転しているときに、前記軸受の耐荷重およびシール機能に影響を及ぼす流体力学的効果があることはよく知られている。それにもかかわらず、便宜上、容積型装置および同様の用途に用いられるすべり軸受は、単に静圧軸受と呼ばれている。

各ピストンの一端は、前記シリンダブロックから突出しているとともに、前記シリンダブロックの軸に対して傾いている固定斜板に連結されており、該ブロックが該斜板に対して回転するのに伴い、該ピストンが該シリンダブロック内で往復運動するようになっている。各ピストンのストロークの長さ、すなわち、ピストンとシリンダの変位量は、前記斜板の傾斜（カム角度）を変化させることで、可変となっている。この機能を可能とするため、各ピストンの突出端部は、玉継手装置となるように構成されている。この装置の継手部分（スリッパ）は、前記斜板に対して位置する平面を有している。各ピストン−スリッパの組合せの合わせ面および該斜板と各スリッパとの合わせ面は、アキシャルすべり軸受表面を形成し、それらは、例えば作用している流体によって形成された流体膜によって分けられている。結果として生じる静圧アキシャルすべり軸受は、前記スリッパと斜板の間の相対運動の際に、前記斜板にピストン力を伝達する。

上述のようなアキシャルすべり軸受表面は、他の装置でも見られ、このような装置には、斜軸式アキシャルピストン装置、ラジアルピストン装置、ベーン型装置、ギヤ装置、スクリュ型装置などの容積型装置が含まれる。

すべり軸受表面を有する装置の効率は、各すべり軸受表面に起因するトルク損失に左右される。容積型装置にとって、効率は、前記シリンダブロックとバルブプレートによって形成されるアキシャルすべり軸受表面での流体漏れに起因する動力損失にも左右される。アキシャルすべり軸受の設計は、広く知られており、当該分野の文献において詳述されている。たとえば、さまざまな容積型装置に使用されるアキシャルすべり軸受に関して、非特許文献１に記述がある。設計方針や計算方法は、通常、前記すべり軸受表面間の隙間高さが一定であることを前提としている。上述したアキシャルピストン装置の一例を使用するに際して、前記シリンダブロックとバルブプレートの合わせ面および前記スリッパと斜板の合わせ面における、すべり軸受表面は平行であることを前提とし、前記ピストンとスリッパの球状玉継ぎ手の合わせ面における、すべり軸受表面は完全な球面であって、中心が一致していることを前提としている。製造目的のため、平面度の絶対偏差はマイクロメータの範囲内で規定される。サイジング工程内で理想的な滑面を前提としたり、製造工程のため最小表面粗さを考慮に入れたりすることも通常の手段であり、通常、Ｒａを１μｍ未満、主に０．００１μｍ〜０．１μｍの範囲内とする。このため、ラッピングなどの研磨仕上げ工程が必要となる。一般的な設計方針や計算方法は、前記すべり軸受表面の間の流体膜が一定の厚さであることを前提としている。

Ivantysyn J. and Ivantysynova, M., Hydrostatic pumps and motors, New Delhi Akademia Books International, ISBN-81-85522-16-2 (2001)

上記の一般的に使用される設計方法の不利な点は以下の通りである。すべり面間における相対運動の際に非対称の軸受荷重が生じた場合には、前記表面は互いに傾斜し、さまざまな隙間高さを生じ、流体力学的効果をもたらす。アキシャルすべり軸受を容積型装置内で使用する場合、前記表面の傾きは、一方側では隙間高さが非常に低く、他方側では隙間高さが非常に高いという状態をもたらす。このような状態では、隙間高さが比較的小さい部分では摩擦力が増大し、隙間高さが比較的大きい部分では漏れ量が増大する。その結果、装置の動力損失が増大し、効率が低下する。この問題は、すべり軸受機能に加えてシール機能を有し、非対称荷重を受けるすべてのアキシャルすべり軸受に共通するものである。

このため、静圧アキシャルすべり軸受表面を備える装置において、摩擦力および／または流体漏れから生じる、動力損失を最小にすることが望まれている。

本発明は、動力損失を低減することができる１つ以上の静圧アキシャルすべり軸受を有する装置を提供する。また、装置の動力損失を低減しうる、１つ以上の静圧アキシャルすべり軸受を有する装置を構成する方法を提供する。

本発明の第１の実施態様によれば、前記装置は、該装置の作動時に相対運動が可能であり、流体膜によって分けられている、少なくとも２つのアキシャルすべり軸受表面（２８、３０、４０、４２）を備え、これにより、軸受機能とシール機能を有する少なくとも１つの静圧アキシャルすべり軸受を形成している。前記装置は、第１のアキシャルすべり軸受（２８／３０、４０／４２）を形成する第１の構成要素（１０／１２、１８／２０）と、第２のアキシャルすべり軸受（２８／３０、４０／４２）を形成する第２の構成要素（１０／１２、１８／２０）とをさらに備える。この組合せにおいて、第１および第２のアキシャルすべり軸受表面は、前記静圧アキシャルすべり軸受の軸受表面およびシール表面として機能する。該装置は、第１および第２のアキシャルすべり軸受表面が第１の運動方向において相対運動するように構成されており、少なくとも第２のアキシャルすべり軸受表面は、第１の運動方向において振動波形からなる表面形状（４４）を有している。

本発明の第２の実施態様によれば、前記方法は、流体膜によって分けられている、少なくとも２つのアキシャルすべり軸受表面を備え、これにより、軸受機能とシール機能を有する少なくとも１つの静圧アキシャルすべり軸受を形成している装置の動力損失を低減することを含む。前記装置は、第１および第２のアキシャルすべり軸受表面を形成する、第１および第２の構成要素を備え、それぞれ、第１の運動方向において相対運動する。該方法は、この際に、少なくとも第２のアキシャルすべり軸受表面を、第１の運動方向において振動波形からなる表面形状を有するように、形成する。

本発明は、広範囲にわたる装置に適用することができ、これには容積型装置が含まれ、特定の例として、アキシャルおよびラジアルのピストンポンプやモータが挙げられる。アキシャルピストン装置の例においては、前記アキシャルすべり軸受は、回転するシリンダブロックとバルブ本体とのあわせ面によって形成され、該合わせ面の１つは前記振動波形を備える、構造化されたすべり表面となるように変更される。前記振動波形は、さまざまなサイズと多様な微細形状を有し、これには対称的および非対称的の振動波形が含まれ、これにより、付加的な流体力学的効果を発生させ、前記合わせ面の間で相対運動がある際の動力損失を低減させることができる。前記振動波形の形状や大きさを、耐荷重性能を増大するように調整でき、これによって動力損失を減少させたり、および／または、アキシャルすべり軸受表面の表面積を減少させたりすることができる。前記振動波形の形状や大きさを、容積損失を低減するように調整できる。このような効果は、前記アキシャルすべり軸受が非対称な荷重を受けた場合に、特に奏される。

図１は、アキシャルピストン装置の代表的な構成部品であるシリンダブロックとバルブプレートの斜視図である。 図２は、アキシャルピストン装置の代表的な構成部品であるシリンダブロック、ピストン、スリッパおよび斜板からなる半組立品の断面図である。 図３は、図１のバルブプレートの平面図と、バルブプレートのアキシャルすべり軸受表面に形成されうる３つの構造化された表面の非限定的な例を示す。 図４は、正弦波の波形を有する、バルブプレートの構造化された表面のための形状をプロットしたグラフである。 図５は、コンピュータモデルによって予測される、シリンダブロックがバルブプレートに対して回転する際の、従来のシリンダブロックとバルブプレートの間における隙間高さの計算値をプロットしたグラフである。 図６は、コンピュータモデルによって予測される、シリンダブロックがバルブプレートに対して回転する際の、バルブプレートの軸受表面が正弦波の形状の構造化された表面を有する本発明の一実施形態のシリンダブロックとバルブプレートの間における隙間高さの計算値をプロットしたグラフである。 図７は、コンピュータモデルによって予測される、図５に示した、モデル化された従来のシリンダブロックとバルブプレートの間での圧力場分布の計算値をプロットしたグラフである。 図８は、コンピュータモデルによって予測される、図６に示した、モデル化された本発明の一実施形態のシリンダブロックとバルブプレートの間での圧力場分布の計算値をプロットしたグラフである。 図９は、各シリンダブロックの１回転に対して、コンピュータモデルによって予測される、図５に示した、モデル化された従来のシリンダブロックとバルブプレートの間、および、図６に示した、モデル化された本発明の一実施形態のシリンダブロックとバルブプレートの間での漏れ量の計算値をプロットしたグラフである。 図１０は、各シリンダブロックの１回転に対して、コンピュータモデルによって予測される、図５に示した、モデル化された従来のシリンダブロックとバルブプレート、および、図６に示した、モデル化された本発明の一実施形態のシリンダブロックとバルブプレートにおける、トルク損失をプロットしたグラフである。 図１１は、図５の従来のシリンダブロックとバルブプレート、図６の本発明の一実施形態のシリンダブロックとバルブプレート、および、本発明の追加的な実施形態の２組のシリンダブロックとバルブプレートにおける、選択的な操作条件の下でコンピュータモデルによって予測される隙間高さの最大値と最小値を比較したグラフである。 図１２は、図１１と同じ各シリンダブロックとバルブプレートについて、図１１と同じ選択的な操作条件の下で、コンピュータモデルによって予測される動力損失を比較したグラフである。 図１３は、図１２と同じ各シリンダブロックとバルブプレートについて、選択的な操作条件の１つについて、動力損失を流体損失（漏れ）に起因する動力損失とトルク損失に起因する動力損失とに分けて示すグラフである。 図１４は、図１２と同じ各シリンダブロックとバルブプレートについて、選択的な操作条件の１つについて、動力損失を流体損失（漏れ）に起因する動力損失とトルク損失に起因する動力損失とに分けて示すグラフである。 図１５は、図１２と同じ各シリンダブロックとバルブプレートについて、選択的な操作条件の１つについて、動力損失を流体損失（漏れ）に起因する動力損失とトルク損失に起因する動力損失とに分けて示すグラフである。 図１６は、図１２と同じ各シリンダブロックとバルブプレートについて、選択的な操作条件の１つについて、動力損失を流体損失（漏れ）に起因する動力損失とトルク損失に起因する動力損失とに分けて示すグラフである。 図１７は、図１２と同じ各シリンダブロックとバルブプレートについて、選択的な操作条件の１つについて、動力損失を流体損失（漏れ）に起因する動力損失とトルク損失に起因する動力損失とに分けて示すグラフである。 図１８は、図１２と同じ各シリンダブロックとバルブプレートについて、選択的な操作条件の１つについて、動力損失を流体損失（漏れ）に起因する動力損失とトルク損失に起因する動力損失とに分けて示すグラフである。

本発明は、対称または非対称の何れの荷重が掛かった場合でも、摩擦量を低減でき、もって、軸受機能とシール機構を有しつつ、動力損失の低減を図ることができる、静圧アキシャルすべり軸受を提供する。図１は、アキシャルピストン装置での使用に適した代表的なシリンダブロック１０とバルブプレート１２を示す。図２は、概略的にシリンダブロック１０の半組立品の断面図を示し、該シリンダブロック１０のシリンダボア１６内に収容されるピストン１４と、該ピストン１４の一端に結合したスリッパ１８と、該スリッパ１８に当接する斜板２０を示す。従来のアキシャルピストン装置に相当する、ピストン１４とボア１６は軸２２を形成し、この軸２２はシリンダブロック１０の軸２４と平行である。本発明は、図１および図２に示すアキシャルピストン装置とその構成部品を参照して詳細に説明されるが、本発明は、静圧アキシャルすべり軸受を利用することができる様々な装置に適用可能である。このような装置には、斜軸式アキシャルピストン装置、ラジアルピストン装置、ベーン型装置、ギヤ装置、スクリュ型装置などの他の容積型ポンプやモータが含まれる。

図１に表されたシリンダブロック１０は、環状に配置された平行なシリンダボア１６からなり、図２と同様の方法でピストン１４を収容する。シリンダブロック１０は、各シリンダボア１６ごとに吸入／排出ポート２６を有するように形成され、流体は、該ボア１６内で前記ピストン１４が往復運動する際に、該ポート２６を通して各シリンダボア１６に吸入され、排出される。吸入／排出ポート２６を備えるシリンダブロック１０の端部は、アキシャルすべり軸受表面２８を形成し、このアキシャルすべり軸受表面２８は、前記バルブプレート１２のアキシャルすべり軸受表面３０と当接する。図２に表されるバルブプレート１２は、前記シリンダブロック１０の軸２４と一致する軸を有する。図示はしないが、固定バルブプレート１２に対してブロック１０の回転を可能とするための駆動軸に連結するための該シリンダブロックの他端部の構造は、当該技術分野において周知である。バルブプレート１２は、一組のアーチ状の吸入および排出スロット３２を形成し、それらは該軸２４を中心として同じ曲率半径を有している。そして、シリンダブロック１０が前記バルブプレート１２に対して回転する際に、シリンダボア１６の吸入／排出ポート２６と軸方向に並ぶ。しかしながら、スロット３２を異なった曲率半径としたり、該スロット３２の位置と形状を図１に示したものと異ならせたりすることも可能である。スロット３２のうち、いずれが吸入口あるいは排出口として機能するかについては、バルブプレート１２に対するシリンダブロック１０の回転方向による。回転方向に関わらず、スロット３２は各シリンダボア１６の吸入／排出ポート２６と連続して配置され、図２に示すように、流体は、各ボア１６が該バルブプレート１２の吸入スロット３２と直線状に並んだ際に、その吸入／排出ポート２６を通して各ボア１６内に吸入され、各ボア１６が該バルブプレート１２の排出スロット３２と直線状に並んだ際に、その吸入／排出ポート２６を通して排出される。

シリンダブロック１０とバルブプレート１２のアキシャルすべり軸受表面２８、３０が一体となっても、それらの表面は流体の膜（図示せず）によって分けられ、該流体は、ブロック１０がバルブプレート１２に対して回転する際に流体力学的効果を示す静圧アキシャルすべり軸受を形成する。流体漏れを最小にするため、ブロック１０とバルブプレート１２は一体化されるか、もしくは、該ブロック１０とプレート１２の間の隙間距離（高さ）を制限する軸方向の荷重が掛けられる。図１に示す構成では、シリンダブロック１０の軸受表面２８は、該ブロック１０の前記軸２４と同軸のリング溝２８Ａを有し、このリング溝２８Ａは、該軸受表面２８の周囲にあるスロット２８Ｄと流体的に接続している。溝２８Ａは、前記軸受表面２８を２つの異なったランド２８Ｂと２８Ｃに区切っている。溝２８Ａによって区切られたランド２８Ｂは、シールランドと称され、このシールランド２８Ｂ内にあるシリンダブロック１０の吸入／排出ポート２６に関して、前記静圧アキシャルすべり軸受に必須のシール機能は、このシールランド２８Ｂによって主として果たされる。溝２８Ａを囲む残りのランド２８Ｃは、軸受ランド２８Ｃと呼ばれる。その主要な機能は、溝２８Ａがシリンダブロック１０を取り囲む圧力を掛けるもの（主に大気圧）と通じている結果、静圧アキシャルすべり軸受に必須である耐荷重機能である。しかしながら、ランド２８Ｂおよび２８Ｃはともに、耐荷重機能を分担することができる。また、シリンダブロック１０の軸受表面２８を、軸受ランド２８Ｃが静圧アキシャルすべり軸受のシール機能に寄与できるように変形することも可能である。

図２に示されるように、各ピストン１４の一端は、シリンダブロック１０内でそのボア１６から突出しており、スリッパ１８と係合している。スリッパ１８は、斜板２０と係合している。この斜板２０は、固定され、シリンダブロック１０の軸２４に対して傾斜しており、該ブロック１０が該斜板２０に対して回転するに伴って、該ピストン１４をシリンダブロック１０内で往復運動させる。さまざまなストロークと変位が可能であり、図２に示された組立品は、斜板２０の傾斜（カム角度）がシリンダブロック軸２４に対して可変となるように構成されている。特に、ピストン１４の突出端部３４は、前記斜板２０に形成された球状ソケット３８と係合可能な、球状表面３６を備えている。これにより玉継手が形成され、ピストン１４の端部３４が、シリンダブロック１０の回転に伴って、ソケット３８内で回転および旋回をすることを可能とし、前記スリッパ１８は前記斜板２０の表面４０上の環状パスに従って移動することが可能となる。スリッパ１８は平面４２を有し、この平面４２を斜板２０の表面４０に突き当てている。斜板２０と各スリッパ１８の接触平面４０および４２は、アキシャルすべり軸受表面を形成する。各軸受表面４０、４２の組合せは、潤滑性の流体膜によって分けられている。たとえば、この膜は、シリンダボア１６から吸引される流体により、前記ピストン１４を介して、もしくは、該スリッパ１８内の経路４６を通して、供給される。その結果として、静圧アキシャルすべり軸受は、前記スリッパ１８が斜板２０の表面４０を周回する際に、該斜板２０にピストン力を伝達する耐荷重機能を備えるようになる。前記表面４０と４２は、また、前記スリッパ１８と斜板２０の間の接触面から流体漏れを防止するシール機能を備える。前記シリンダブロック１０の軸受表面２８と同様に、周囲大気と通ずるか通じないかにかかわらず、溝をたとえば設けて、
シール領域と耐荷重領域を分けてもよい。

本発明の説明において、図１および図２に示された前記アキシャルピストンと、そのアキシャルすべり軸受についてのその他の関連する構造および機能は、当業者には周知であるため、詳細については省略する。

図３は、バルブプレート１２のアキシャルすべり軸受表面３０を軸方向から見た図が含まれており、切断線Ａが表されている。この切断線Ａは、本発明によって想定される表面形状４４を表す、３つの異なった展開断面図の基準となっている。図３から明らかなように、切断線Ａは、バルブプレート１２の軸受表面３０上に環状経路を形成する。そして、切断線Ａは、シリンダブロック１０とバルブプレート１２が接触した後、該シリンダブロック１０の軸２４と軸を共有し、前記環状経路上にある、前記形状４４上の点の瞬間的な運動方向は、該環状経路の接線方向となる。図４から明らかなように、前記形状４４の振動波形は、環状経路上にあるので、該波形のピークとボトムは該経路軸から径方向に向けて伸長する。

前記表面形状４４は、バルブプレート軸受表面３０の少なくとも一部に存在することが好ましく、シリンダブロック１０とバルブプレート１２が一体となった場合に、該軸受表面３０は吸入／排出スロット３２を取り囲み、該シリンダブロック１０のシールランド２８Ｂと対向する。前記形状４４は、前記バルブプレート軸受表面３０の周囲方向にも拡張されており、シリンダブロック１０とバルブプレート１２が一体となった場合、該シリンダブロック１０の軸受ランド２８Ｃと対向する。シリンダブロック１０の軸受表面２８は、滑らかで形状４４を有していないように図３に表されているが、バルブプレート１２の軸受表面３０と代替的に、またはこれに追加的に、形状４４を該軸受表面２８にも備えることは可能である。形状４４を、軸受表面２８上に設ける場合、シリンダブロック１０の少なくともシールランド２８Ｂ上に存在させて、シールランド２８Ｂの前述のシール機能と組み合わせることが好ましいが、軸受表面２８の周囲で軸受ランド２８Ｃに至るまで拡張させてもよい。

図３の実施例１、２および３に表された形状４４は、一般に使用され、振動波形に関する用語の意味において、三角波、正弦波、のこぎり波と呼ばれる形状を有する。三角波および正弦波の形状４４は対称性を有し、一方、のこぎり波の形状４４は非対称である。対称および非対称であるその他の振動波形も採用でき、これらの形状も本発明の範囲に含まれる。この振動波形は、最大振幅を幅広く採ることができるが、適切な最大振幅は、最大で１００μｍ程度で、最小で少なくとも０．１μｍである。形状４４がない場合（たとえば、図３の軸受表面２８）には、軸受表面２８／３０を、前記振動波形の最大振幅の１０分の１以下の表面粗さとする。

図３に示された形状４４の振動波形は、図１および図２に示される組立品の前記アキシャルすべり軸受表面に対して、特に、奇数本のピストンを使用する一般的な形態において、非対称な荷重が掛かった場合に、付加的な流体力学的効果を発生させることを意図している。前記軸受表面に非対称な荷重が掛かると、従来のアキシャルすべり軸受表面においては動力損失を生じさせるが、このような動力損失は、本発明の流体力学的効果によって低減される。前記表面形状４４の振動波形とその大きさについては、操作条件の範囲にわたって動力損失を最小化するように定められる。また、表面形状４４により、アキシャルすべり軸受の荷重伝達機能を増大させ、および／または、該アキシャルすべり軸受表面の表面積の減少させることも可能となる。

本発明に至る研究において、正弦波の波形（図３の実施例２）を用いて、独自のコンピュータモデルを使用してモデル化し、その分析を行った。その他の点では従来と同様の、９つのピストンを備えるアキシャルピストンポンプに存在するものとして、その波形の分析を行った。比較のために、表面形状のない理想的なアキシャルピストンポンプについても、基準（標準）モデルとして、当該研究においてモデル化し、その分析を行った。３つのシミュレーションモデルについて評価したが、それぞれＤＭ７、ＤＭ８およびＤＭ９として区別される。前記シミュレーションおよび基準モデルにおいて、１回転あたりのポンプの移送容積（Ｖ_i）は７５ｃｃとした。シミュレーションモデルＤＭ７では、その表面形状を、図４に示す通り、シリンダブロック／バルブプレート表面の周方向に沿った、１０個の完全な正弦波により構成した。ＤＭ７の波形の振幅は±２μｍとした。シミュレーションモデルＤＭ８では、同様に１０個の完全な正弦波（図４）からなる表面形状としたが、その振幅は±１μｍとした。シミュレーションモデルＤＭ９は、±１μｍの振幅を備える、１５個の完全な正弦波により表面形状を構成した。最後に標準モデルは、滑らかな平面形状の軸受表面を有するようにシミュレーションされた。前記モデルは、その他については理想的なものを採用してシミュレーションしたので、該モデルのその他の構造や大きさについて、本研究およびその結果を理解するために必要であるとはみなされないので、ここでは省略する。

それぞれのモデルごとに、６つの操作条件についてシミュレーションを行った。その操作条件の概略を表１に示す。

図１〜図３に記載されたコンポーネントを例にとると、Δｐは、バルブプレート１２の吸入および排出ポート３２の間のシステム圧力差である。ｎは、シリンダブロック１０の回転速度である。ｐ_HPは、高圧（排出）ポートにおける圧力である。ｐ_LPは、低圧（吸入）ポートにおける圧力である。Ｔ_HPは、高圧ポートにおける流体温度である。Ｔ_LPは、低圧ポートにおける流体温度である。Ｔ_CASEは、シリンダブロック１０の温度である。βは、シリンダブロック１０の軸２４に対する斜板２０の傾きである。斜板の角度が１００％は、最大角と呼ばれ、前記装置の最大変位量に対応する。

シミュレーションは、前記コンピュータモデルを用いてなされ、前記標準モデルおよび前記３つのシミュレーションモデルＤＭ７、ＤＭ８およびＤＭ９について、３次元での隙間高さ、３次元での圧力場、流体漏れおよびトルク損失を決定した。

前記シミュレーションにおいて、シリンダブロックの回転に応じて、シリンダブロック１０をバルブプレート１２に対して押圧する外力を変化させ、１回転の間にシリンダブロック１０の間の隙間高さが変化するものとした。図５と図６は、標準モデルとシミュレーションモデルＤＭ９について３次元での隙間高さを比較するグラフであり、シミュレーション用に、該シリンダブロックが０°という特別な回転位置（φ）にある場合で、操作条件＃１（表１）におけるものである。図５および図６から明らかなように、前記標準モデルの周方向での隙間高さは極めて非対称的であるが、前記シミュレーションモデルの周方向での隙間高さは正弦波を描くが、極めて対称的である。回転位置（φ）を４５°、９０°、１３５°、１８０°、２２５°、２７０°および３１５°とした場合に得られる付加的な結果も、図５および図６に示した結果と同様であった。

図７および図８は、標準モデルとシミュレーションモデルＤＭ９についての３次元での圧力場を比較するグラフであり、シミュレーション用に、該シリンダブロックが０°の回転位置（φ）にある場合で、操作条件＃１におけるものである。バルブプレート１２の吸入および排出スロット３２での異なる流体圧力から分かるように、図７および８は、前記圧力場が標準モデルおよびシミュレーションモデルＤＭ９のいずれについても、非対称的であることを示している。回転位置（φ）を４５°、９０°、１３５°、１８０°、２２５°、２７０°および３１５°とした場合に得られる付加的な結果も、図７および図８に示した結果と同様であった。

図９および図１０は、操作条件＃１において、全回転にわたって、標準モデルとシミュレーションモデルＤＭ９について、計算により得られた漏れおよびトルク損失を比較するグラフである。予測されたように、漏れは、シミュレーションモデルＤＭ９に関しては周期的であり、これに対して、標準モデルについて計算により得られた漏れは比較的少なく、周期的な効果は不明りょうである。しかしながら、図１０に明示されるように、シミュレーションモデルＤＭ９のトルク損失は、標準モデルのトルク損失の半分以下である。すなわち、少なくとも操作条件＃１の条件の下では、シミュレーションモデルＤＭ９は、流体漏れの相対的な増加をもたらすが、トルク損失を大幅に減少させるものである。

図１１から図１８までに、隙間高さの最大値と最小値の平均値、および、シリンダブロック１０の全回転にわたって、標準モデルと３つのシミュレーションモデルのすべて（ＤＭ７、ＤＭ８およびＤＭ９）についての動力損失の平均値を比較するグラフを示す。コンピュータモデルは、各回転位置（φ）における、シリンダブロック１０とバルブプレート１２の接触面での、隙間高さの最大値と最小値、漏れ量（Ｐ_q）に起因する動力損失、および、摩擦力についての計算を行った。図１１から図１８までにおける、標準モデルおよびシミュレーションモデルに対する隙間高さの最大値／最小値と平均動力損失を計算するために使用される操作パラメータを、表１に操作条件＃１から＃６として明らかにした。これらにおいて、システム圧力（Δｐ）として１００ｂａｒまたは３００ｂａｒ、回転速度（ｎ）として１０００ｒｐｍまたは３０００ｒｐｍ、および斜板２０の変位（β）として最小値（１７％）または最大値（１００％）が採られている。

図１１から図１８までにプロットされた結果は、標準モデルに対するシミュレーションモデルの性能は、ほとんどの条件の下でトルク損失をより低くするという点で、非常に優れたものであることを示している。前記データは、性能がシステム圧力差（Δｐ）に依存することを明らかにしているが、このことは、３００ｂａｒの圧力がモデル化されたポンプの最大容量に近いことに起因するものと結論付けられている。その後のシミュレーションにより、性能の改善は３００ｂａｒよりずっと高い圧力でも達成されることを示している。また、実験結果も、本発明に基づいて改良された静圧アキシャル軸受表面における性能の改善を実証しており、実際にアキシャルピストン装置の場合、約１０％の動力損失の低減がもたらされている。

本発明を、特定の実施態様に基づいて詳述したが、その他の形態も当業者が採り得ることは明らかである。すなわち、本発明の範囲は、特許請求の範囲によってのみ画定される。

１０ シリンダブロック
１２ バルブプレート
１４ ピストン
１６ シリンダボア
１８ スリッパ
２０ 斜板
２２ 軸
２４ 軸
２６ 吸入／排出ポート
２８ 軸受表面
２８Ａ 溝
２８Ｂ シールランド
２８Ｃ 軸受ランド
２８Ｄ スロット
３０ 軸受表面
３２ スロット
３４ 突出端部
３６ 球面
３８ ソケット
４０ 斜板表面
４２ スリッパ平面
４４ バルブプレート１２の軸受表面３０の表面（形状）
４６ 経路

Claims (22)

1. 少なくとも２つのアキシャルすべり軸受表面を有する装置であって、該２つのアキシャルすべり軸受は、それらの間に接触面を画定するように対向しており、該装置が、該接触面を維持しながら稼動している間に、摺動自在に相対運動可能に構成されており、かつ、該接触面内にある流体膜によって分けられており、該接触面において軸受機能とシール機能を有する少なくとも１つの静圧アキシャルすべり軸受を形成しており、
   該装置は、
   該アキシャルすべり軸受表面を形成する第１の構成要素と、および、
   該アキシャルすべり軸受表面を形成する第２の構成用要素と、
   第１および第２のアキシャルすべり軸受表面の少なくとも１つに、第１および第２の構成要素の接触面内で、前記流体膜を形成する流体流れを通じさせる、少なくとも１つの流体開口部と、
   を有し、
   第１および第２のアキシャル軸受表面は、前記静水圧アキシャルすべり軸受のために、前記接触面において、軸受表面およびシール表面として機能し、
   第１および第２のアキシャルすべり軸受表面が、第１の運動方向において、それらの間に前記接触面を維持しつつ、その位置において前記軸受機能およびシール機能を維持しながら、摺動自在に相対運動可能に構成されており、少なくとも第２のアキシャル軸受表面が、該第１の運動方向において振動波形を有する表面形状を備えており、該振動波形は、前記第１および第２のアキシャルすべり軸受が、該第１の運動方向に摺動自在に相対運動している間に、前記流体膜から前記接触面内への流体漏れを制限するシール機能を提供することを特徴とする、装置。
2. 前記振動波形が正弦波である、請求項１に記載の装置。
3. 前記振動波形が三角波である、請求項１に記載の装置。
4. 前記振動波形がのこぎり波である、請求項１に記載の装置。
5. 前記振動波形が対称的である、請求項１に記載の装置。
6. 前記振動波形が非対称的である、請求項１に記載の装置。
7. 前記振動波形の最大振幅が１００μｍ未満である、請求項１に記載の装置。
8. 前記振動波形の最大振幅が少なくとも０．１μｍである、請求項１に記載の装置。
9. 前記第1のアキシャルすべり軸受表面が、振動波形を有しない平面の表面形状を備える、請求項１に記載の装置。
10. 前記第1のアキシャルすべり軸受表面が、前記振動波形の最大振幅の１０分の１以下の表面粗さを有する、請求項１に記載の装置。
11. 前記第１および第２の構成要素が共通する軸の周りで相対回転し、第２の構成要素の振動波形が、該共通する軸と一致する軸を有する環状経路にあり、第１の運動方向が、該環状経路に沿ったどの点においても該環状経路に対して接線方向となる、請求項１に記載の装置。
12. 前記装置が容積型装置である、請求項１記載の装置。
13. 前記装置がアキシャルピストン装置である、請求項１に記載の装置。
14. 前記アキシャルピストン装置であって、該装置は、軸の周りを回転可能に構成されているシリンダブロックと、該シリンダブロック内に形成され、前記軸を取り囲む複数のシリンダボアと、該シリンダボア内で往復運動可能に配置された複数のピストンと、該ピストンが該シリンダボア内で往復運動する際に、流体を該シリンダボア内に取り込む吸入口と、流体を該シリンダボアから排出する排出口を有するバルブプレートとを備え、前記シリンダブロックと前記バルブプレートは、該装置の第１および第２のアキシャルすべり軸受表面を形成する合わせ面を有し、前記流体は、前記シリンダブロックと前記バルブプレートの前記合わせ面を分ける流体膜を提供して、前記静圧アキシャルすべり軸受を形成する、請求項１３に記載の装置。
15. 前記アキシャルピストン装置であって、該装置は、シリンダブロックと、該シリンダブロック内に形成された複数のシリンダボアと、該シリンダボア内に配置され、該シリンダボアから突出する端部を有する複数のピストンと、該ピストンに対して傾斜した斜板と、該装置の該第１と第２のアキシャルすべり軸受表面を形成する該ピストンと該斜板の間の合わせ面とを備え、前記流体膜が前記合わせ面を分けて、１つ以上の静圧アキシャルすべり軸受を形成する、請求項１３に記載の装置。
16. 前記合わせ面が平面である、請求項１５に記載の装置。
17. 前記合わせ面が球面である、請求項１５に記載の装置。
18. 少なくとも２つのアキシャルすべり軸受表面を有する装置の動力損失を低減させる方法であって、
    前記２つのアキシャルすべり軸受は、それらの間に接触面を画定するように対向しており、該装置が、該接触面を維持しながら稼動している間に、摺動自在に相対運動可能に構成されており、かつ、該接触面内にある流体膜によって分けられており、該接触面において軸受機能とシール機能を有する少なくとも１つの静圧アキシャルすべり軸受を形成しており、
    前記装置は、
    該アキシャルすべり軸受表面を形成する第１の構成要素と、および、
    該アキシャルすべり軸受表面を形成する第２の構成用要素と、
    第１および第２のアキシャルすべり軸受表面の少なくとも１つに、第１および第２の構成要素の接触面内で、前記流体膜を形成する流体流れを通じさせる、少なくとも１つの流体開口部と、
    を有し、
    第１および第２のアキシャル軸受表面は、前記静水圧アキシャルすべり軸受のために、前記接触面において、軸受表面およびシール表面として機能し、
    第１および第２のアキシャルすべり軸受表面が、第１の運動方向において、それらの間に前記接触面を維持しつつ、その位置において前記軸受機能およびシール機能を維持しながら、摺動自在に相対運動可能に構成されており、
    該方法は、少なくとも第２のアキシャル軸受表面に、該第１の運動方向において振動波形を有する表面形状を形成させ、該振動波形は、前記第１および第２のアキシャルすべり軸受が、該第１の運動方向に摺動自在に相対運動している間に、前記流体膜から前記接触面内への流体漏れを制限するシール機能を提供することを特徴とする、方法。
19. 前記振動波形を、正弦波、三角波、または、のこぎり波に形成する、請求項１８に記載の方法。
20. 前記振動波形の最大振幅を１００μｍ未満とする、請求項１８に記載の方法。
21. 前記振動波形の最大振幅を少なくとも０．１μｍとする、請求項１８に記載の方法。
22. 前記第1のアキシャルすべり軸受表面を、振動波形を有しない平面の表面形状に形成する、請求項１８に記載の方法。
    

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