JP7450118B2 - 斜軸プランジャ式可変容量油圧モーターポンプ - Google Patents

Description

本願は、油圧モーターポンプ技術の分野に関し、特に、斜軸プランジャ式可変容量油圧モーターポンプに関する。

流体伝動、電力伝動及び機械伝動に比べ、油圧伝動の比出力が大きく、特に、油圧伝動にアキシャルプランジャモーターポンプを応用する際に、比出力が一桁高く、このような利点を有するのに、なぜ伝動分野での応用がほぼないのか。

その理由は、現在のプランジャ式可変容量油圧モーターポンプに、軸受寿命が短い、回転速度が低い、内部漏れが多い、体積効率が低い、及び全体効率が低いという問題が存在するからである。

そのため、軸受寿命の向上、回転速度の向上、内部漏れの低下、体積効率及び全体効率の向上を可能にする斜軸プランジャ式可変容量油圧モーターポンプの開発を必要としている。

発明者らは、エネルギ密度が非常に高いとメイン受圧軸受の寿命が短くなることを見出し、その矛盾点は、次のとおりである。摺動軸受を用いると、受圧能力は強いが線速度が低く、摺動軸受の線速度の向上は先端科学技術に属し、日本とドイツがリードするが、コストが極めて高く、静圧軸受ポンプを用いると、電力消費が大きすぎ、環境要件が厳しく、一般的な設計の転がり軸受を用いると、応用環境の負荷比が大きすぎ、材料の許容応力を低下させることが非常に難しく、軌道円弧の半径を縮小する方法を用いて負荷能力を高めると、転がり体と軌道とが接触する各座標点の自転線速度と転がり体の公転線速度との不一致が増加して、摺動摩擦現象が起こり、それにより転がり体自体の電力が循環して軸受の寿命が低下するという問題になり、負荷密度の増加は軸受空間に制限される。そのため、負荷の冗長性を高めるのが相当困難であることにより、油圧モーターポンプの耐過渡高圧衝撃能力が非常に弱くなり、且つ、理想的なエネルギ密度の使用環境で寿命が短すぎるのが技術的なボトルネックとなっている。

発明者らは、さらに、アキシャルプランジャモーターポンプの回転速度を向上させるのが、常に当分野のディザイナを困らせる問題であることを見出した。その矛盾点は、オイル分配プレートの高低圧隔壁にあり、ここで完全な潤滑油膜の提供が非常に困難であるため、高い線速度の焦げになる。この位置での高い回転速度の焦げによる廃棄の問題をどのように解決するかが技術的なボトルネックになっている。オイル分配プレートのこの位置は、軸方向の圧力を負担しなければならず、そうでない場合、クリアランスができた後、高圧油は低圧油室に入るだけでなく、キャビネットの内部にも漏れ、それにより、体積効率が低下し、クリアランスがない場合には、高い線速度を負担する必要がある。したがって、潤滑問題、放熱問題、この位置とシリンダ本体の接触面の摩擦対材料とのマッチング問題、ＰＶ値のバランス問題、及び部品の膨張係数のバランスを取って伝熱・熱交換過程の張り付きを回避する問題に加え、圧力の不規則的な変化、回転速度の不規則的な変化、排出量・流量の不規則的な変化のため、この系列の矛盾問題は、中国国内外の当分野のディザイナを困らせる問題になっている。

発明者らは、さらに、アキシャルプランジャモーターポンプには高圧システムの圧力上昇に伴い体積効率が線形的に低下するという欠点もあることを見出した。これには、次のような３つの理由がある。第一に、長年の試験により、油圧モーターポンプシステムの油圧の上昇に伴い、モーターキャビネットの高圧を受ける側が徐々に引張変形（材料弾性率が必然的に反映される）されて、キャビネットがわずかに湾曲することが発見された。中間軸の撓み度をあまり大きく設計してはいけず、そうでなければ軸の寿命係数に影響を与える。シリンダ本体の相対的な位置は、キャビネットの変形と同期して変化することができない。この矛盾の結果により、システム油圧圧力の上昇に伴ってオイル分配プレートとシリンダ本体との接触面に隙間が徐々に発生し、高圧油がこの隙間に沿って速やかに漏れ出す。第二に、プランジャとシリンダ本体のプランジャ穴との嵌合クリアランスが大きいことによる内部漏れである。中国国内外のプランジャポンプディザイナは、この嵌合クリアランスを縮小する努力をしてきた。しかし、次の矛盾対が設計上の難題になっている。プランジャのシリンダ本体のプランジャ穴内での摺動摩擦係数は０．０２程度であり、摩擦消費電力が大きい。そして、プランジャがシリンダ本体に包まれて放熱環境が悪く、摺動中に発生する熱を、プランジャが放熱する速度が、シリンダ本体が放熱する速度より低いため、プランジャの線膨張速度が速く、それにより、プランジャとシリンダ本体のプランジャ穴との嵌合クリアランスは、プランジャがシリンダ本体のプランジャ穴内にしっかり張り付く状態になるまで徐々に小さくなる。今まで、この状況の発生を回避する方法は、プランジャとシリンダ本体のプランジャ穴との嵌合クリアランスを大きくして、これらの熱を持っていくように油圧オイルの漏れをより多くする方法である。第三に、油圧オイルの体積収縮損失である。軸方向プランジャ式可変容量油圧モーターポンプには、常に、次のような問題が存在している。最大排出量の動作状態以外、プランジャのストロークでは、シリンダ本体のプランジャ穴の底まで移動することができず、排出量が小さいほど、プランジャの底部はプランジャ穴の底から遠くなり、したがって、油圧の上昇に伴って、油圧オイルがこの空室内で圧縮され、油圧モーターポンプは、理想的な排出量に従って作動することができず、容積を損失し、総効率に影響を与える。

これに基づいて、本願は、斜軸プランジャ式可変容量油圧モーターポンプを提供し、それは、
大可変容量ボールコネクティングロッドアセンブリ及び小可変容量ボールコネクティングロッドアセンブリが取り付けられているキャビネットと、
前記キャビネットの一端に嵌装される多段軌道軸受環と、
前記多段軌道軸受環の位置に支持され、一端面に円周方向に沿って複数のボールジョイントが設けられている多段軌道ボールジョイント軸と、
前記多段軌道軸受環と前記多段軌道ボールジョイント軸との間に設けられ、転がり体が内装されており、前記転がり体、前記多段軌道軸受環及び前記多段軌道ボールジョイント軸が転がり軸受を形成し、前記転がり軸受は、軸方向力を負担するのを主とする自己芯固定稼働性能を有するように構成される多段転がり体保持器と、
前記キャビネットに取り付けられているとともに、前記多段軌道ボールジョイント軸の後ろに位置するキャビネット瓦状軸と、
前記キャビネット瓦状軸の後端に取り付けられ、前記大可変容量ボールコネクティングロッドアセンブリにヒンジ連結される瓦状ライニング軸受環と、
前記キャビネットの前記多段軌道ボールジョイント軸が取り付けられていない一端に取り付けられ、内表面が円弧面であるキャビネットエンドカバーと、
一端に懸浮リングが嵌めこまれ、懸浮リングは、オイル分配プレートの高低圧隔壁に完全な潤滑油膜を提供するように構成され、さらに、高圧油室の油圧オイルが低圧油室に入らないように構成され、他端は円弧面であり、円弧面と前記キャビネットエンドカバーの円弧面とが互いに嵌合し、下端にボールジョイントがあり、前記ボールジョイントと前記小可変容量ボールコネクティングロッドアセンブリとがヒンジを形成するオイル分配プレートと、
内穴におけるニードル転がり軸受及びオイル分配プレートピボットを介して前記オイル分配プレートに連結され、外側には軸受環が嵌装され、保持器及び転がり体を介して前記瓦状ライニング軸受環に連結され、且つ前記キャビネット瓦状軸に支持され、スラスト軸受環は、シリンダ本体の一端面に取り付けられ、且つ、保持器及び転がり体により前記オイル分配プレートに支持され、円周方向に複数のポートホールがあり、前記複数のポートホールの数は前記多段軌道ボールジョイント軸の複数のボールジョイントの数にマッチングし、各ポートホールには、対応する直線軸受穴及びプランジャ穴が含まれ、各直線軸受穴は、対応する重負荷直線転がり軸受を取り付けるために用いられ、各プランジャ穴は、対応するプランジャを取り付けるために用いられ、各プランジャにはプランジャボールジョイントが取り付けられ、各プランジャは、重負荷直線転がり軸受により支持され、各重負荷直線転がり軸受の両端には逆転機が組み立てられて、軌道の数を倍増させ、負荷密度を向上させる前記シリンダ本体と、
前記多段軌道ボールジョイント軸の複数のボールジョイントにマッチングし、それぞれの一端は、リターンディスクを介して前記多段軌道ボールジョイント軸に圧着され、且つ、対応するボールジョイントとヒンジを形成し、それぞれの他端は、対応するプランジャボールジョイントを介してプランジャにヒンジされ、プランジャ内嵌スリーブを介して穴用弾性止め輪に固定され、全体として対応する重負荷直線転がり軸受の内穴と前記シリンダ本体のプランジャ穴の内部に装入される複数のボールコネクティングロッドと、を含み、
ここで、オイル分配プレートの揺動中心はプランジャボールコネクティングロッドのボールジョイントの軸端の象限点附近に配置される。

選択可能に、前記大可変容量ボールコネクティングロッドアセンブリには、大可変容量ボールコネクティングロッド、２段目の大可変容量プランジャ、１段目の大可変容量プランジャ、大可変容量プランジャシリンダ及び大可変容量シリンダエンドカバーが含まれ、ここで、大可変容量ボールコネクティングロッドの下端ボールヘッドと前記瓦状ライニング軸受環の上端ボールジョイントとがヒンジを形成し、大可変容量ボールコネクティングロッドの上端ボールヘッドと２段目の大可変容量プランジャとがヒンジを形成し、２段目の大可変容量プランジャは１段目の大可変容量プランジャに嵌装され、両者が共に大可変容量プランジャシリンダの内部に装入され、大可変容量プランジャシリンダはネジ山を介して前記キャビネットに連結され、大可変容量プランジャシリンダの上端はネジ山を介して大可変容量シリンダエンドカバーに連結される。

選択可能に、前記小可変容量ボールコネクティングロッドアセンブリには、小可変容量ボールコネクティングロッド、２段目の小可変容量プランジャ、１段目の小可変容量プランジャ、小可変容量プランジャシリンダ及び小可変容量シリンダエンドカバーを含み、ここで、小可変容量ボールコネクティングロッドの上端ボールヘッドは前記オイル分配プレートの下端ボールジョイントとヒンジを形成し、小可変容量ボールコネクティングロッドの下端ボールヘッドは２段目の小可変容量プランジャとヒンジを形成し、２段目の小可変容量プランジャは１段目の小可変容量プランジャに嵌装され、両者が共に小可変容量プランジャシリンダの内部に装入され、小可変容量プランジャシリンダはネジ山を介して前記キャビネットに連結され、小可変容量プランジャシリンダの下端はネジ山を介して小可変容量シリンダエンドカバーに連結される。

選択可能に、前記多段軌道軸受環は傾斜端面を有し、前記傾斜端面に多段軌道があり、前記多段軌道ボールジョイント軸は傾斜端面を有し、前記多段軌道ボールジョイント軸の傾斜端面は前記多段軌道軸受環の傾斜端面にマッチングするとともに、多段軌道が設けられており、前記多段転がり体保持器は、前記多段軌道軸受環と前記多段軌道ボールジョイント軸の多段軌道に設けられ、さらに、前記多段軌道ボールジョイント軸が軸心の周りを回転しながら、前記ボールコネクティングロッドからの軸方向スラストを負担するようにし、軸方向スラストは、前記転がり体により前記多段軌道軸受環の軌道の力受け面に伝達され、この時、当該軌道の力受け面は、軸受軌道の径方向に対して３３度の角度を回転し、さらに、ボールコネクティングロッドの軸方向力に対する当該軌道の力受け面の支持力が１つの分力を得、当該分力により、前記多段軌道ボールジョイント軸の自己芯固定回転精度がさらに向上する。

選択可能に、前記懸浮リングの一端面に、複数の端面ボタンがあり、各端面ボタンの両側に複数の狭い油穴があり、前記オイル分配プレートの対応する端面にそれにマッチングする複数の端面ボタン溝が設けられて、前記懸浮リングと前記オイル分配プレートとの接触端面のオイル分配プレートの高圧油室及び懸浮リングの高圧油室の高圧油を段階的にシールし、前記シリンダ本体のプランジャ穴の底部にはウエスト状油穴が開けられ、２つの隣り合うウエスト状油穴の間には隔壁がある。

選択可能に、前記重負荷直線転がり軸受は逆方向通路を有し、逆方向通路は負荷軌道と予め設定の角度になるように重なって置かれ、前記重負荷直線転がり軸受は突起位置決め環を有し、各逆転機は対応する位置決め環用溝を有し、両端の逆転機は対応する位置決め環用溝を介して前記重負荷直線転がり軸受の突起位置決め環に嵌合し、各々の鋼製ボール通路をシールして、一つずつ貫通する。

本願は、革新的なモーター軸幾何学的形状により、軸受内環をなくしたため、転がり体容積が増え、軌道及び転がり体の数の大幅な増加により負荷密度が向上して軸受材料の許容応力が低下することによる循環電力の損失を回避し、軸受の製造と動作精度をさらに向上させるとともに、モーター軸の力受け方向の変化が原因で軸受の転がり体が受ける力が不均一になることによる個別軌道の早期摩耗を回避し、その故、軸受寿命を向上させた。オイル分配プレートの幾何学構造を変更して「懸浮リング」部品を革新的に設計し、オイル分配プレートの高低圧隔壁に完全な潤滑油膜を提供するとともに、オイル分配プレートの高圧油室の油圧オイルが低圧油室に入ることを不可能にすることができ、これにより回転速度を向上させた。従来のモーター軸の間のヒンジもなくして、モーター軸を徹底的に切り分け、オイル分配プレートピボット及びニードル転がり軸受を増設してシリンダ本体を位置決めし、オイル分配プレートとシリンダ本体との摩擦対が精密に嵌合して外力に影響されないことを確保することにより、内部漏れを低下させる。従来のプランジャとシリンダ本体のプランジャ穴との摺動摩擦を転がり摩擦に変えることにより、「重負荷直線転がり軸受」部品を革新的に設計して、プランジャとシリンダ本体のプランジャ穴との摩擦係数を１段低下させて、熱の発生を低減し、また、シリンダ本体のプランジャ穴の中間部を設計する時、１つの低摩擦係数のシールリングを増設して、シリンダ本体のプランジャ穴の高圧側からの油圧オイルをシールする。オイル分配プレートの揺動中心を一般の中心ボールジョイントの球心からプランジャコネクティングロッドのボールジョイントの軸端象限点附近に移動させるため、排出量がどのように変化するかに関わらず、プランジャの底部は常にシリンダ本体のプランジャ穴の底に移動する目的を達し、それにより、体積効率及び全体効率を向上させた。

本願の一実施例に係る斜軸プランジャ式可変容量油圧モーターポンプの運動状態での模式的な組立図である。 本願の一実施例に係る斜軸プランジャ式可変容量油圧モーターポンプの別の運動状態での模式的な組立図である。 図１に示すシリンダ本体の模式的な構造図である。 図１に示すシリンダ本体と懸浮リング摩擦対が動作状態である時の模式的な構造図である。 図１に示す懸浮リングの模式的なメイン断面図である。 図５の右側面図である。 図５の左側面図である。 図１に示す重負荷直線転がり軸受と逆転機とが一体に組み立てられた時の模式的な立体図である。 図８に示す重負荷直線転がり軸受と逆転機とが一体に組み立てられた時の模式的な組立図である。 図１に示す重負荷直線転がり軸受と逆転機とが一体に組み立てられた時の模式的な断面図である。 図１に示す重負荷直線転がり軸受の模式的な構造図である。 図１に示す逆転機の模式的な断面図である。 図１１の右側面図である。

下記の内容に基づいて、図面を参照しながら、本願の具体的な実施例を詳細に説明し、本願の上記の目的、並びに他の目的、利点及び特徴は、当業者に明らかになるであろう。

発明者らは、長年にわたる多くの方面の探索と評価及び革新的な研究を通じて、試験で以下の技術ルートを定形した。

第一に、特殊構造の転がり軸受を定形した。当分野のディザイナは、有限の単位空間内で軸受の使用寿命を向上させるための研究方向は、性能の高い新しい材料の開発応用、軸受鋼の熱処理方法の革新と応用、及び汎用軸受設計の最適化に分けられることを明確に知っている。しかしながら、これらの３つの方面は、いずれも、開発途上であり、今までに、参考と応用できる顕著な結果がない。本願の技術ルートは、油圧モーターの固有の特性から出発して、転がり軸受の特性と組み合わせて軸受の負荷能力を最適化して、軸方向力を負担するのを主とする自己芯固定稼働性能を実現する。方法は、モーター軸の幾何学的形状を革新して軸受内環をなくすことであるため、転がり体の容積が増加し、軌道及び転がり体の数の大幅な増加により負荷密度が向上して軸受材料の許容応力が低下することによる循環電力の損失を回避し、軸受の製造と動作精度をさらに向上させるとともに、モーター軸の力受け方向の変化が原因で軸受の転がり体が受ける力が不均一になることによる個別軌道の早期摩耗を回避し、定格負荷で本軸受の転がり体の総変形量はナノメートルと小さいため、これは、ちょうど使用寿命を向上させる根本的な理由である。

第二に、アキシャルプランジャ油圧モーターポンプの動作過程には、オイル分配プレートの高圧油室側に奇数偶数のプランジャが循環して交互する動作現象という固有の特性があり、この現象による圧力脈動により、バランスオイル分配プレートとシリンダ本体との接触圧力のバランスをどのようにとるかのバランス取り動作に矛盾が発生し、この位置の接触圧力強度を過度に小さく設計すると、脈動の低ピーク時にシリンダ本体がオイル分配プレートから脱離してモーターポンプが動作を停止し、この位置の接触圧力強度を過度に大きく設計すると、モーターポンプの回転速度が影響されることにより、オイル分配プレートとシリンダ本体との摩擦表面が早期に焦げる。本願は、従来のオイル分配プレートの幾何学的構造を変更して、転がり軸受を利用してこの脈動のピーク時の圧力を負担し、即ちオイル分配プレートとシリンダ本体との接触面上の摩擦材料のＰ値を分担し、それにより、この摩擦対の線速度が予備的に向上した。

第三に、オイル分配プレートとシリンダ本体との接触面摩擦対の線速度をさらに向上させたい場合、オイル分配プレートの高低圧隔壁に完全な潤滑油膜を提供することこそが信頼できる技術ルートであり、また、オイル分配プレートの高圧油室の油圧オイルが低圧油室に入ることを不可能にすることが課題となっていることが長年にわたる実験により証明された。本願は、従来のオイル分配プレート構造を変更して、「懸浮リング」部品を革新的に設計し、複数回の設計の最適化により、理想的な使用効果を達成し、油圧モーターポンプの回転速度を一段上げた。

第四に、軸方向プランジャ式油圧モーターポンプの内部漏れという欠点を補完するために、本願は、従来の設計思路を変更して、モーター軸間のヒンジもなくし、モーター軸を完全に切り分け、オイル分配プレートピボット及びニードル転がり軸受を増設してシリンダ本体を位置決めし、オイル分配プレートとシリンダ本体との摩擦対の精密な嵌合が外力に影響されないことを確保する。

第五に、高圧油がプランジャとシリンダ本体のプランジャ穴との嵌合クリアランスから漏れることを回避するためである。本願は、従来のプランジャとシリンダ本体のプランジャ穴との摺動摩擦を転がり摩擦に変え、「重負荷直線転がり軸受」部品を革新的に設計して、プランジャとシリンダ本体のプランジャ穴との摩擦係数を１段低下させて、熱の発生を低減し、また、シリンダ本体のプランジャ穴の中間部を設計する時、１つの低摩擦係数のシールリングを増設して、シリンダ本体のプランジャ穴の高圧側からの油圧オイルをシールする。現在市販されている直線転がり軸受の定格負荷は、一般的に低く、いずれも本願の使用動作状態要件を満たすことができず、本願の重負荷直線転がり軸受の逆方向通路と負荷軌道とが一定角度に重なって置かれるように設計され、また、重負荷直線転がり軸受の突起位置決め環と逆転機の位置決め環用溝とが精密に嵌合するように、１８個の閉じた逆方向軌道１９２が設計され、一般の直線軸受の幾何学構造を変更し、工程設計を最適化し、軌道の数を倍増させ、負荷密度を向上させた。

第六に、油圧の上昇に伴って軸方向プランジャ式可変容量油圧モーターポンプの体積効率が低下するという欠点を補完するためである。本願は、従来の設計思路を変更して、オイル分配プレートの揺動中心を一般の中心ボールジョイントの球心からプランジャコネクティングロッドのボールジョイントの軸端の象限点附近に移動させるため、排出量がどのように変化するかに関わらず、プランジャの底部は常にシリンダ本体のプランジャ穴の底に移動する目的を達し、オイル分配プレートは、キャビネット瓦状軸、瓦状ライニング軸受、オイル分配プレート軸受、大可変容量ボールコネクティングロッド、小可変容量ボールコネクティングロッド及びキャビネットのエンドカバーにより位置決めされる。

図１は、本願の一実施例に係る斜軸プランジャ式可変容量油圧モーターポンプの運動状態での模式的な組立図である。図２は、本願の一実施例に係る斜軸プランジャ式可変容量油圧モーターポンプの別の運動状態での模式的な組立図である。図１に示すように、図２も参照でき、本実施例は、斜軸プランジャ式可変容量油圧モーターポンプ１００を提供し、それは、キャビネット２、多段軌道軸受環３、多段軌道ボールジョイント軸１、多段転がり体保持器４、キャビネット瓦状軸２８、瓦状ライニング軸受環２６、キャビネットエンドカバー１４、オイル分配プレート２０、シリンダ本体８及び複数のボールコネクティングロッド５を含む。キャビネット２に、大可変容量ボールコネクティングロッドアセンブリＡ及び小可変容量ボールコネクティングロッドアセンブリＢが取り付けられている。多段軌道軸受環３は前記キャビネット２の一端に嵌装され、本実施例では、キャビネット２の内部の左端に多段軌道軸受環３が嵌装されている。多段軌道ボールジョイント軸１は前記多段軌道軸受環３に支持される。多段軌道ボールジョイント軸１の一端面に円周方向に沿って複数のボールジョイント２９が設けられている。多段転がり体保持器４は前記多段軌道軸受環３と前記多段軌道ボールジョイント軸１との間に設けられている。多段転がり体保持器４に転がり体３０が内装されている。前記転がり体３０、前記多段軌道軸受環３及び前記多段軌道ボールジョイント軸１が転がり軸受を形成し、前記転がり軸受は、軸方向力を負担するのを主とする自己芯固定稼働性能を有するように構成される。キャビネット瓦状軸２８は、前記キャビネット２に取り付けられているとともに、前記多段軌道ボールジョイント軸１の後ろに位置する。瓦状ライニング軸受環２６は前記キャビネット瓦状軸２８の後端に取り付けられ、瓦状ライニング軸受環２６は前記大可変容量ボールコネクティングロッドアセンブリＡにヒンジ連結される。キャビネットエンドカバー１４は、前記キャビネット２の前記多段軌道ボールジョイント軸１が取り付けられていない一端に取り付けられ、キャビネットエンドカバー１４の内表面は円弧面である。オイル分配プレート２０の左端に懸浮リング１２がはめ込まれている。懸浮リング１２は、オイル分配プレート２０の高低圧隔壁に完全な潤滑油膜を提供するように構成され、さらに、オイル分配プレート２０の高圧油室の油圧オイルが低圧油室に入らないように構成される。オイル分配プレート２０の右端は円弧面であり、オイル分配プレート２０の円弧面は前記キャビネットエンドカバー１４の円弧面と嵌合する。オイル分配プレート２０の下端にボールジョイントがあり、前記ボールジョイントと前記小可変容量ボールコネクティングロッドアセンブリＢとがヒンジを形成する。シリンダ本体８は、シリンダ本体８の内穴のニードル転がり軸受２５及びオイル分配プレートピボット２７を介して前記オイル分配プレート２０に連結される。シリンダ本体８の外側には軸受環１１が嵌装され、保持器及び転がり体を介して前記瓦状ライニング軸受環２６に連結され、且つ、前記キャビネット瓦状軸２８の右側に支持される。前記シリンダ本体８の右端面にはスラスト軸受環１３が取り付けられて、保持器及び転がり体により前記オイル分配プレート２０の左側に支持される。前記シリンダ本体８の円周方向に複数のポートホールがある。前記複数のポートホールの数は、前記多段軌道ボールジョイント軸１の複数のボールジョイント２９の数と一致する。各ポートホールには、対応する直線軸受穴及びプランジャ穴８１が含まれ、各直線軸受穴は、対応する重負荷直線転がり軸受３３の取り付けに用いられる。各プランジャ穴８１は、対応するプランジャ７の取り付けに用いられる。各プランジャ７には、プランジャボールジョイント１０が取り付けられている。各プランジャ７は、重負荷直線転がり軸受３３により支持される。各重負荷直線転がり軸受３３の両端には、軌道の数を倍増させ、負荷密度を向上させるために、逆転機１９が組み立てられる。本例において、重負荷直線転がり軸受３３の両端は逆転機１９に組み立てられて、共にシリンダ本体８の左端の直線軸受穴内に挿着される。複数のボールコネクティングロッド５は、前記多段軌道ボールジョイント軸１の複数のボールジョイント２９にマッチングする。各ボールコネクティングロッド５の一端は、リターンディスク６を介して前記多段軌道ボールジョイント軸１に圧着されるとともに、対応するボールジョイント２９とヒンジを形成する。本例において、ボールコネクティングロッド５の左側のボールヘッドは、リターンディスク６を介して多段軌道ボールジョイント軸１の右端にボルトで圧着されて、ボールジョイント２９にヒンジされる。各ボールコネクティングロッド５の他端は、対応するプランジャボールジョイント１０を介してプランジャ７にヒンジされ、本例において、ボールコネクティングロッド５の右側のボールヘッドは、プランジャ７の内部に挿入し、プランジャボールジョイント１０を介してプランジャ７にヒンジされ、プランジャ内嵌スリーブ９を介して穴用弾性止め輪に固定され、その全体を対応する重負荷直線転がり軸受３３の内穴と前記シリンダ本体８のプランジャ穴８１内部に装入する。ここで、オイル分配プレート２０の揺動中心はプランジャボールコネクティングロッドのボールジョイントの軸端の象限点附近に配置される。

具体的に実施する際に、前記多段軌道ボールジョイント軸１の材料は、Ｇ２０Ｃｒ２Ｍｎ２Ｍｏであってもよい。オイル分配プレート２０の材料は、高強度浸炭鋼３０ＣｒＭｎＴｉであってもよい。懸浮リング１２の材料は銅被覆黒鉛であってもよいし、炭素繊維であってもよい。

図１に示すように、前記大可変容量ボールコネクティングロッドアセンブリＡには、大可変容量ボールコネクティングロッド１８、２段目の大可変容量プランジャ１７、１段目の大可変容量プランジャ１６、大可変容量プランジャシリンダ１５及び大可変容量シリンダエンドカバー３２が含まれる。ここで、大可変容量ボールコネクティングロッド１８の下端ボールヘッドと前記瓦状ライニング軸受環２６の上端ボールジョイントとがヒンジを形成し、大可変容量ボールコネクティングロッド１８の上端ボールヘッドと２段目の大可変容量プランジャ１７とがヒンジを形成し、２段目の大可変容量プランジャ１７と１段目の大可変容量プランジャ１６とは嵌装され、両者が共に大可変容量プランジャシリンダ１５の内部に装入され、大可変容量プランジャシリンダ１５は、ネジ山を介して前記キャビネット２に連結され、大可変容量プランジャシリンダ１５の上端は、ネジ山を介して大可変容量シリンダエンドカバー３２に連結される。

図１に示すように、前記小可変容量ボールコネクティングロッドアセンブリＢには、小可変容量ボールコネクティングロッド２１、２段目の小可変容量プランジャ２２、１段目の小可変容量プランジャ２３、小可変容量プランジャシリンダ２４及び小可変容量シリンダエンドカバー３１が含まれる。ここで、小可変容量ボールコネクティングロッド２１の上端ボールヘッドと前記オイル分配プレート２０の下端ボールジョイントとがヒンジを形成し、小可変容量ボールコネクティングロッド２１の下端ボールヘッドと２段目の小可変容量プランジャ２２とがヒンジを形成し、２段目の小可変容量プランジャ２２と１段目の小可変容量プランジャ２３とが嵌装され、両者が共に小可変容量プランジャシリンダ２４の内部に装入され、小可変容量プランジャシリンダ２４は、ネジ山を介して前記キャビネット２に連結され、小可変容量プランジャシリンダ２４の下端は、ネジ山を介して小可変容量シリンダエンドカバー３１に連結される。

図１に示すように、前記多段軌道軸受環３は傾斜端面を有し、前記傾斜端面に多段軌道があり、前記多段軌道ボールジョイント軸１は傾斜端面を有し、前記多段軌道ボールジョイント軸１の傾斜端面は前記多段軌道軸受環３の傾斜端面にマッチングするとともに、多段軌道が設けられており、前記多段転がり体保持器４は、前記多段軌道軸受環３及び前記多段軌道ボールジョイント軸１の多段軌道に設けられ、さらに、前記多段軌道ボールジョイント軸１が軸心の周りを回転しながら、前記ボールコネクティングロッドからの軸方向スラストを負担するようにし、軸方向スラストは前記転がり体により前記多段軌道軸受環３の軌道の力受け面に伝達され、この時、当該軌道の力受け面は、軸受軌道の径方向に対して３３度の角度を回転し、さらに、ボールコネクティングロッドの軸方向力に対する当該軌道の力受け面の支持力が１つの分力を得、当該分力により、前記多段軌道ボールジョイント軸１の自己芯固定回転精度がさらに向上する。

図３は、図１に示すシリンダ本体の模式的な構造図である。図４は、図１に示すシリンダ本体と懸浮リング摩擦対が動作状態である時の模式的な構造図である。図５は、図１に示す懸浮リングの模式的なメイン断面図である。図６は、図５の右側面図である。図７は、図５の左側面図である。図５～７に示すように、前記懸浮リング１２の一端面には、複数の端面ボタン１２１があり、各端面ボタン１２１の両側に複数の狭い油穴１２２がある。図４に示すように、前記オイル分配プレート２０の対応する端面には、それにマッチングする複数の端面ボタン溝が設けられて、前記懸浮リング１２と前記オイル分配プレート２０との接触端面のオイル分配プレート２０の高圧油室及び懸浮リング高圧油室の高圧油を段階的にシールする。図３に示すように、前記シリンダ本体８のプランジャ穴８１の底部には、ウエスト状油穴８２が開けられ、２つの隣り合うウエスト状油穴８２の間には隔壁がある。

図８は、図１に示す重負荷直線転がり軸受と逆転機とが一体に組み立てられた時の模式的な立体図である。図８Ａは、図８に示す重負荷直線転がり軸受と逆転機とが一体に組み立てられた時の模式的な組立図である。図９は、図１に示す重負荷直線転がり軸受と逆転機とが一体に組み立てられた時の模式的な断面図である。図１０は、図１に示す重負荷直線転がり軸受の模式的な構造図である。図１１は、図１に示す逆転機の模式的な断面図である。図１２は、図１１の右側面図である。図８～８Ａに示すように、図９～図１２も参照でき、前記重負荷直線転がり軸受３３は、逆方向通路３３１を有し、逆方向通路３３１は負荷軌道３３２と予め設定の角度になるように重なって置かれる。前記重負荷直線転がり軸受３３は突起位置決め環３３３を有する。各逆転機１９は、対応する位置決め環用溝１９１を有する。両端の逆転機１９は、対応する位置決め環用溝１９１を介して前記重負荷直線転がり軸受３３の突起位置決め環３３３に嵌合して、各々の鋼製ボール通路をシールするとともに、一つずつ貫通する。

動作過程
本願は、従来の斜軸式可変容量油圧モーターポンプの動作過程と類似し、同じ部分についての詳細な説明を省略し、ここでは、以下の特徴的な動作段階について具体的に説明する。

第一に、図２における転がり軸受の機械的構造の模式図に示すように、多段軌道ボールジョイント軸１が軸心の周りを回転するとともに、ボールコネクティングロッド５からの軸方向スラストも負担する。このスラストは、転がり体３０により多段軌道軸受環３の軌道の力受け面に伝達される。このとき、当該軌道の力受け面は軸受軌道の径方向に対して３３度の角度を回転する。したがって、ボールコネクティングロッド５の軸方向力に対する当該軌道の力受け面の支持力が１つの分力を得、この分力により、多段軌道ボールジョイント軸１の自己芯固定回転精度がさらに向上する。この作用は、多段軌道ボールジョイント軸１の軸と多段軌道軸受環３及びボールジョイントディスクとを一体に溶融した高剛性設計の作用と一致し、両方とも転がり軸受動作過程の回転精度を保証する。発明者らは、多段軌道ボールジョイント軸１の定格負荷での総変形量が０．０００１５ｍｍと計算上の誤差がないことを実験により確認した。加工プロセスを含む寸法精度と形状位置精度が設計要件を達成できない場合、高い負荷密度のより低い許容応力標準を達成できず、軸受の総変形量を増加させて摩擦係数が大きくなり、消費電力が向上し、使用寿命を短くした。

第二に、図１に示すように、オイル分配プレート２０の左側の階段面にスラストボール軸受環を増設して、シリンダ本体８の右端面の圧力の一部を負担する。オイル分配プレート２０におけるスラスト軸受環１３はシリンダ本体８の右端に嵌合され、シリンダ本体８がオイル分配プレート２０の左端面に作用する圧力を分担し、それにより、オイル分配プレート２０の左端に嵌めこまれた懸浮リング１２により総圧力面積が小さくなった。したがって、懸浮リング１２とシリンダ本体８との摩擦対の消費電力を予備的に低下させ、モーターポンプの回転速度も対応して向上させた。

第三に、図４のシリンダ本体８と懸浮リング１２との摩擦対の動作模式図に示すように、懸浮リング１２の右側の端面ボタン１２１はオイル分配プレート２０の左側の端面ボタン溝に嵌合し、懸浮リング１２とオイル分配プレート２０との接触端面のオイル分配プレート２０の高圧油室及び懸浮リング１２の高圧油室の高圧油を段階的にシールする。シリンダ本体８のプランジャ穴８１の底部にはウエスト状油穴８２が開けられている。２つの隣り合うウエスト状油穴８２の間には隔壁がある。この隔壁の端面が懸浮リング１２の左側の高低圧隔壁の端面と接触して摩擦する過程において、高圧ウエスト状油穴附近の高圧領域の油圧オイルは、懸浮リング１２の端面ボタン１２１及び左右の狭い油穴１２２を介して、シリンダ本体８の回転に伴って懸浮リング１２の端面ボタン１２１のクリアランス側を段階的に通ってウエスト状油穴８２の間の隔壁の摩擦表面に到達して、完全な油膜を構築する。懸浮リング１２とシリンダ本体８との接触面摩擦対の線速度をさらに向上させ、この高圧領域の圧力作用により端面ボタン１２１の接触側がオイル分配プレート２０の端面ボタン溝側面に密着するため、高圧油室を連結する高圧領域の油圧オイルが、低圧油室を連結する低圧領域に漏れない。

第四に、図１に示すように、オイル分配プレートピボット２７は、シリンダ本体８を貫通し、多段軌道ボールジョイント軸１をヒンジせず、２組のニードル転がり軸受２５を利用して、シリンダ本体８とオイル分配プレート２０との形状位置精度を保証した。したがって、動作過程に、キャビネット２が引張力を受けて曲げ変形する場合、オイル分配プレート２０が、シリンダ本体８と同期して僅かな角度を回転し、シリンダ本体８とオイル分配プレート２０との摩擦対の分離によりクラックが発生して、油圧オイルが漏れることがなく、それにより、本軸方向プランジャ式油圧モーターポンプの体積効率を向上させる。

第五に、図８～図１１に示すように、重負荷直線転がり軸受３３の両端の逆転機１９は、位置決め環用溝１９１と重負荷直線転がり軸受３３の突起位置決め環３３３との嵌合を利用して、１８個の鋼製ボール通路をシールして一つずつ貫通する。

第六に、図１に示すように、オイル分配プレート２０、シリンダ本体８、軸受環１１、瓦状ライニング軸受環２６、オイル分配プレートピボット２７、大可変容量ボールジョイント、大可変容量ボールコネクティングロッド１８、小可変容量ボールコネクティングロッド２１等の組み合わせ部品は、大可変容量プランジャ及び小可変容量プランジャに押され、キャビネットエンドカバー１４の円弧面とキャビネット瓦状軸２８の円弧面との同心円の円心の周りを回転して、可変容量機能を実現する。図１～図２から分かるように、本プランジャ式可変容量油圧モーターポンプは、排出量に関係なく、プランジャ７がシリンダ本体８のプランジャ穴８１の底まで移動することができる。そのため、従来の油圧モーターポンプ油圧オイルが圧縮される空室をなくし、それにより、本プランジャ式可変容量油圧モーターポンプの体積効率及び全体効率を向上させた。

以上から、当業者は、本明細書に本願の複数の例示的な実施例を詳細に示し、説明したが、本願の精神及び範囲を逸脱しない状況で、本願の原理に合致する多くの他の変形や修正を本願に開示された内容に基づいて直接的に決定または導出できることを理解できるであろう。したがって、本願の範囲は、これらの他の変形や修正を全部が含まれると理解および想定されるべきである。

１００ 斜軸プランジャ式可変容量油圧モーターポンプ
Ａ 大可変容量ボールコネクティングロッドアセンブリ
Ｂ 小可変容量ボールコネクティングロッドアセンブリ
１ 多段軌道ボールジョイント軸
２ キャビネット
３ 多段軌道軸受環
４ 多段転がり体保持器
５ ボールコネクティングロッド
６ リターンディスク
７ プランジャ
８ シリンダ本体
９ プランジャ内嵌スリーブ
１０ プランジャボールジョイント
１１ 軸受環
１２ 懸浮リング
１３ スラスト軸受環
１４ キャビネットエンドカバー
１５ 大可変容量プランジャシリンダ
１６ １段目の大可変容量プランジャ
１７ ２段目の大可変容量プランジャ
１８ 大可変容量ボールコネクティングロッド
１９ 逆転機
２０ オイル分配プレート
２１ 小可変容量ボールコネクティングロッド
２２ ２段目の小可変容量プランジャ
２３ １段目の小可変容量プランジャ
２４ 小可変容量プランジャシリンダ
２５ ニードル転がり軸受
２６ 瓦状ライニング軸受環
２７ オイル分配プレートピボット
２８ キャビネット瓦状軸
２９ ボールジョイント
３０ 転がり体
３１ 小可変容量シリンダエンドカバー
３２ 大可変容量シリンダエンドカバー
３３ 重負荷直線転がり軸受
８１ プランジャ穴
８２ ウエスト状油穴
１２１ 端面ボタン
１２２ 狭い油穴
１９１ 位置決め環用溝
１９２ 逆方向軌道
３３１ 逆方向通路
３３２ 負荷軌道
３３３ 突起位置決め環

Claims (6)

1. 大可変容量ボールコネクティングロッドアセンブリ（Ａ）及び小可変容量ボールコネクティングロッドアセンブリ（Ｂ）が取り付けられているキャビネット（２）と、
   前記キャビネットの一端に嵌装される多段軌道軸受環（３）と、
   前記多段軌道軸受環の位置に支持され、一端面に円周方向に沿って複数のボールジョイント（２９）が設けられている多段軌道ボールジョイント軸（１）と、
   前記多段軌道軸受環と前記多段軌道ボールジョイント軸との間に設けられ、転がり体（３０）が内装され、前記転がり体、前記多段軌道軸受環及び前記多段軌道ボールジョイント軸が転がり軸受を形成し、前記転がり軸受は、軸方向力を負担するのを主とする自己芯固定稼働性能を有するように構成される多段転がり体保持器（４）と、
   前記キャビネットに取り付けられているとともに、前記多段軌道ボールジョイント軸の後ろに位置するキャビネット瓦状軸（２８）と、
   前記キャビネット瓦状軸の後端に取り付けられ、前記大可変容量ボールコネクティングロッドアセンブリにヒンジ連結される瓦状ライニング軸受環（２６）と、
   前記キャビネットの前記多段軌道ボールジョイント軸が取り付けられていない一端に取り付けられ、内表面が円弧面であるキャビネットエンドカバー（１４）と、
   一端に懸浮リング（１２）が嵌めこまれ、懸浮リングは、高低圧隔壁に完全な潤滑油膜を提供するように構成され、さらに、高圧油室の油圧オイルが低圧油室に入らないように構成され、他端は円弧面であり、円弧面と前記キャビネットエンドカバーの円弧面とが互いに嵌合し、下端にボールジョイントがあり、前記ボールジョイントと前記小可変容量ボールコネクティングロッドアセンブリとがヒンジを形成するオイル分配プレート（２０）と、
   内穴におけるニードル転がり軸受（２５）及びオイル分配プレートピボット（２７）を介して前記オイル分配プレートに連結され、外側には軸受環が嵌装され、保持器及び転がり体を介して前記瓦状ライニング軸受環に連結され、且つ前記キャビネット瓦状軸に支持され、スラスト軸受環（１３）は、シリンダ本体の一端面に取り付けられ、且つ、保持器及び転がり体により前記オイル分配プレートに支持され、円周方向に複数のポートホールがあり、前記複数のポートホールの数は前記多段軌道ボールジョイント軸の複数のボールジョイントの数にマッチングし、各ポートホールには、対応する直線軸受穴及びプランジャ穴（８１）が含まれ、各直線軸受穴は、対応する重負荷直線転がり軸受（３３）を取り付けるために用いられ、各プランジャ穴は、対応するプランジャ（７）を取り付けるために用いられ、各プランジャにはプランジャボールジョイント（１０）が取り付けられ、各プランジャは、重負荷直線転がり軸受により支持され、各重負荷直線転がり軸受の両端には、軌道の数を倍増させ、負荷密度を向上させるために、逆転機（１９）が組み立てられている前記シリンダ本体（８）と、
   前記多段軌道ボールジョイント軸の複数のボールジョイントにマッチングし、それぞれの一端は、リターンディスク（６）を介して前記多段軌道ボールジョイント軸に圧着され、且つ、対応するボールジョイントとヒンジを形成し、それぞれの他端は、対応するプランジャボールジョイントを介してプランジャにヒンジされ、プランジャ内嵌スリーブ（９）を介して穴用弾性止め輪に固定され、全体として対応する重負荷直線転がり軸受の内穴と前記シリンダ本体のプランジャ穴の内部に装入される複数のボールコネクティングロッド（５）と、を含み、
   ここで、オイル分配プレートの揺動中心はプランジャボールコネクティングロッドのボールジョイントの軸端の象限点附近に配置される、
   ことを特徴とする斜軸プランジャ式可変容量油圧モーターポンプ。
2. 前記大可変容量ボールコネクティングロッドアセンブリ（Ａ）には、大可変容量ボールコネクティングロッド（１８）、２段目の大可変容量プランジャ（１７）、１段目の大可変容量プランジャ（１６）、大可変容量プランジャシリンダ（１５）及び大可変容量シリンダエンドカバー（３２）が含まれ、ここで、大可変容量ボールコネクティングロッドの下端ボールヘッドと前記瓦状ライニング軸受環の上端ボールジョイントとがヒンジを形成し、大可変容量ボールコネクティングロッドの上端ボールヘッドと２段目の大可変容量プランジャとがヒンジを形成し、２段目の大可変容量プランジャは１段目の大可変容量プランジャに嵌装され、両者が共に大可変容量プランジャシリンダの内部に装入され、大可変容量プランジャシリンダはネジ山を介して前記キャビネットに連結され、大可変容量プランジャシリンダの上端はネジ山を介して大可変容量シリンダエンドカバーに連結される、
   ことを特徴とする請求項１に記載の斜軸プランジャ式可変容量油圧モーターポンプ。
3. 前記小可変容量ボールコネクティングロッドアセンブリ（Ｂ）には、小可変容量ボールコネクティングロッド（２１）、２段目の小可変容量プランジャ（２２）、１段目の小可変容量プランジャ（２３）、小可変容量プランジャシリンダ（２４）及び小可変容量シリンダエンドカバー（３１）が含まれ、ここで、小可変容量ボールコネクティングロッドの上端ボールヘッドは前記オイル分配プレートの下端ボールジョイントとヒンジを形成し、小可変容量ボールコネクティングロッドの下端ボールヘッドは２段目の小可変容量プランジャとヒンジを形成し、２段目の小可変容量プランジャは１段目の小可変容量プランジャに嵌装され、両者が共に小可変容量プランジャシリンダの内部に装入され、小可変容量プランジャシリンダはネジ山を介して前記キャビネットに連結され、小可変容量プランジャシリンダの下端はネジ山を介して小可変容量シリンダエンドカバーに連結される、
   ことを特徴とする請求項１に記載の斜軸プランジャ式可変容量油圧モーターポンプ。
4. 前記多段軌道軸受環（３）は傾斜端面を有し、前記傾斜端面に多段軌道があり、前記多段軌道ボールジョイント軸（１）は傾斜端面を有し、前記多段軌道ボールジョイント軸の傾斜端面は前記多段軌道軸受環の傾斜端面にマッチングするとともに、多段軌道が設けられており、前記多段転がり体保持器は、前記多段軌道軸受環と前記多段軌道ボールジョイント軸の多段軌道に設けられ、さらに、前記多段軌道ボールジョイント軸が軸心の周りを回転しながら、前記ボールコネクティングロッドからの軸方向スラストを負担するようにし、軸方向スラストは、前記転がり体により前記多段軌道軸受環の軌道の力受け面に伝達され、この時、当該軌道の力受け面は、軸受軌道の径方向に対して３３度の角度を回転し、さらに、前記ボールコネクティングロッドの軸方向力に対する当該軌道の力受け面の支持力が１つの分力を得、当該分力により、前記多段軌道ボールジョイント軸の自己芯固定回転精度がさらに向上する、
   ことを特徴とする請求項１に記載の斜軸プランジャ式可変容量油圧モーターポンプ。
5. 前記懸浮リング（１２）の一端面に、複数の端面ボタン（１２１）があり、各端面ボタンの両側に複数の狭い油穴（１２２）があり、前記オイル分配プレートの対応する端面にそれにマッチングする複数の端面ボタン溝が設けられて、前記懸浮リングと前記オイル分配プレートとの接触端面のオイル分配プレートの高圧油室及び懸浮リングの高圧油室の高圧油を段階的にシールし、前記シリンダ本体のプランジャ穴の底部にはウエスト状油穴（８２）が開けられ、２つの隣り合うウエスト状油穴の間には隔壁がある、
   ことを特徴とする請求項１に記載の斜軸プランジャ式可変容量油圧モーターポンプ。
6. 前記重負荷直線転がり軸受（３３）は逆方向通路（３３１）を有し、逆方向通路は負荷軌道（３３２）と予め設定の角度になるように重なって置かれ、前記重負荷直線転がり軸受は突起位置決め環（３３３）を有し、各逆転機は対応する位置決め環用溝（１９１）を有し、両端の逆転機は対応する位置決め環用溝を介して前記重負荷直線転がり軸受の突起位置決め環に嵌合し、各々の鋼製ボール通路をシールして、一つずつ貫通する、
   ことを特徴とする請求項１～５のいずれか１項に記載の斜軸プランジャ式可変容量油圧モーターポンプ。

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