KR950008059B1

KR950008059B1 - 용량가변형 사축식액압기계

Info

Publication number: KR950008059B1
Application number: KR1019890702353A
Authority: KR
Inventors: 요시미찌 아까사까; 이찌로 나까무라; 야스하루 고또
Original assignee: 히다찌 겐끼 가부시기가이샤; 오까다 하지메
Priority date: 1988-10-03
Filing date: 1989-10-02
Publication date: 1995-07-24
Also published as: EP0389644A4; KR900700764A; DE68916635D1; JP2577974B2; EP0389644A1; DE68916635T2; US5182978A; WO1990004101A1; EP0389644B1; JPH0299782A

Abstract

내용 없음.

Description

[발명의 명칭]

용량가변형 사축식액압기계

[도면의 간단한 설명]

제1도 내지 제9도는 본원 발명의 제 1의 실시예에 관한 것이며,

제1도는 본 실시예에 의한 유압펌프를 나타내는 종단면도.

제2도는 제1도중의 요부확대단면도.

제3도는 밸브판을 헤드케이싱측의 슬라이드접촉면에서 본 정면도.

제4도는 제3도중의 IV-lV방향단면도.

제5도는 제3도중의 V-V방향단면도.

제6도는 헤드케이싱을 경전슬라이드면에서 본 정면도.

제7도는 제6도중의 Ⅶ-Ⅶ방향단면도.

제8도는 경전각에 대한 레이디얼베어링용 오일흠의 흠깊이와 베어링제어압의 관계를 나타내는 선도.

제9도는 경전각에 대한 스러스트베어링용 오일흠의 흥깊이와 베어링용 제어압의 관계를 나타내는 선도

제10도 내지 제14도는 본원 발명의 제 2의 실시예에 관한 것이며,

제10도는 밸브판을 헤드케이싱측의 슬라이브접촉면에서 본 정면도.

제11도는 제10도중의 ⅩI-XI방향 단면도.

제12도는 헤드케이싱을 경전슬라이드면측에서 본 정면도.

제13도는 제12도중의 XⅢ-XⅢ방향 단면도.

제14도는 제12도중의 XⅥ-XⅥ방향 단면도.

제15도는 본원 발명의 제 3의 실시예에 관한 유압펌프를 나타태는 종단면도.

제16도는 본원 발명의 제4의 실시예에 관한 유압펌프를 나타내는 종단면도.

제17도는 본원 발명을 건설기계의 유압시스템에 적용한 경우의 유압회로구성도.

제18도는 본원 발명을 압연기의 유압압하장치에 적용한 경우의 유압압하장치의 단면도.

제19도는 본원 발명을 해수압시스템에 적용한 경우의 구성도이다.

[발명의 상세한 설명]

[기술분야]

본원 발명은 용량가변형의 사축식(斜軸式)유압펌프 또는 유압모터 등으로서 사용되는 용량가변형 사축식 액압(液壓)기계에 관한 것이며, 특히 부분정압(靜壓)베어링지지 또는 전정압베어링지지에 의해서 회전축을 지지하도록 한 형식의 용량가변형 사축식액압기계에 관한 것이다.

[배경기술]

일반적으로 사축식액압기계는 회전축의 드라이브디스크와 실린더블록이 이 실린더블록에 왕복동가능하게 설치된 피스톤을 통해서 연결되어 있다. 그러므로, 사축식액압기계를 유압펌프로서 적용하는 경우에는 토출행정에서 고압측의 피스톤에 작용하는 유압반력을 드라이브디스크를 통해서 회전축으로 받으며, 마찬가지로 유압모터로서 적용하는 경우에는 흡입(공급)행정에서 고압측의 피스톤에 작용하는 유압반력을 드라이브디스크를 통해서 회전축으로 받도록 되어 있다.

따라서, 이 종류의 사축식액압기계는 회전축에 유압반력에 의한 레이디얼하중, 스러스트하중이 작용하는 것이므로, 이 회전축은 이들 하중을 지지할 수 있는 상태에서 지지할 필요가 있다.

그러므로, 종래 기술에 있어서는 레이디얼하중, 스러스트하중을 받을 수 있는 롤러베어링, 볼베어링 등의 롤링베어링을 통해서 회전축을 회전자재로 메카니컬지지하는 메카니컬지지형, 레이디얼하중과 스러스트하중 중의 한쪽의 하중을 롤링베어링으로 메카니컬지지하며, 다른쪽의 하중을 정압베어링으로 액압지지하는 부분 정압축지지형, 전하중을 정압베어링으로 액압지지하는 전정압축지지형 등이 알려져 있다.

이들 각 축지지형식중, 부분정압축지지형의 액압기계로서는 일본국 특개소 60(1985)-224,981호 공보에 개시된 바와 같이, 회전축을 고정베어링과 가동베어링으로 지지하는 동시에, 가동베어링의 외륜(外輪)에는 회전축에 작용하는 스러스트하중과 대항하는 방향의 스프링을 배설하고, 또한 상기 가동베어링의 외륜측에는 이 스프링과 동일방향의 압압력을 발생시키는 압압피스톤을 설치하고, 이 압압피스톤에는 실린더블록내의 고압측의 압유를 도입하여 스러스트정압베어링을 구성한 것이 알려져 있다.

한편, 전정압축지지형의 액압기계로서는 일본국 특개소 59(1984)-131,776호 공보애 개시된 바와 같이, 케이싱내에 레이디얼하중을 지지하는 베어링슬리브와 스러스트하중을 지지하는 베어링판을 배설하고, 이 베어링슬리브와 베어링판과의 사이에 드라이브디스크를 겸한 구동플랜지를 가동으로 설치하며, 이 구동플랜지의 일측단면에 회전축을 고정장착하는 동시에, 그 타측단면에 피스톤을 연결하고, 또 상기 구동플랜지의 외주면에는 베어링슬리브와의 사이에서 레이디얼정압베어링을 구성하는 압력실을 형성하는 동시에, 구동플랜지의 일측단면에 슬러스트정압베어링을 구성하는 구동슈(shoe)를 배설하며, 상기 피스톤에는 실린더블록의 실린더내 고압유를 이들 레이디얼, 스러스트베어링에 도입하는 오일통로를 뚫어 설치하고, 당해 고압유에 의해 레이디얼하중, 스러스트하중을 정압축지지하도록 되어 있다.

그런데, 용량가병형의 사축식액압기계는 회전축에 작용하는 피스톤에 의한 유압반력이 동일할지라도, 실린더블록의 경전각(傾轉角)에 따라 당해 유압반력에 의한 레이더얼하중, 스러스트하중이 다르게 된다. 즉, 피스톤유압반력을 F, 경전각을 θ로 하면, 레이디얼하중 F_F, 스러스터하중 F_T은

[수학식 1]

F_F=Fsinθ

F_T=Fcosθ.............................................................................................(1)

로 부여되는 것이며, 경전각 θ이 최소일 때는 레이디얼하중 F_F은 최소이고, 스러스트하중 F_T은 최대가 된다. 한편, 경전각 θ이 최대일 때는 레이디얼하중 F_F은 최대이고, 스러스트하중 F_T은 최소가 된다.

그런데, 상기 각 종래 기술에 의한 것은 실린더블록의 고압측이 되는 실린더내에 발생하는 일정한 고압유(펌프작용의 경우), 또는 고압측이 되는 실린더내에 공급되는 일정한 고압유(모터작용의 경우)를 정압베어링에 직접 공급하는 구성으로 되어 있다.

이와 같이, 실린더블록의 경전각이 변화하면, 이에 동기하여 피스톤유압반력에 의한 레이디얼하중과 스러스트하중이 변화하는데도 불구하구, 상기 종래 기술의 것은 어느것도 정압베어링에 일정압력을 가진 고압유를 작용시키고 있는 불과하다. 그러므로, 정압베어링에 의한 지지능력 즉 정적, 동적인 유체역학적인 부하지지능력이 일정하게 되어 있으므로, 피스톤유압반력에 의한 부하가 경부하인 경우(유압반력에 의한 부하보다 정압베어링능력이 상회하고 있는 경우)에는 정압베어링안내면에 형성되는 유막두께가 두꺼워짐으로써, 피스톤유압반력부하와 정압부하능력을 균형시켜 당해 유압반력부하를 지지하고 있다.

그러나, 이와 같은 지지방법으로는 유막두께가 필요이상으로 두꺼워진다는 문제점이 있다 어떤 슬라이드면에 형성되는 유막으로부터의 누설유량은 유막두께의 3승에 비례한다는 것이 알려져 있는데, 상술한 바와 같이 유막두께가 필요이상으로 두꺼워진다는 것을 정압베어링 안내면으로부터 누설유량이 증대하게 되어 동력손실의 증가에 이어진다고 하는 결점이 있다.

한편, 실린더블록의 경전각을 빈번허 변동시키면서 펌프작용, 모터작용을 행하게 하는 경우, 실린더블록을 경전시킬때마다 스러스트정압베어링, 레이디얼 정압베어링의 지지능력이 변화하게 된다. 이 결과, 드라이브디스크의 레이디얼방향 또는 스러스트방향의 위치결정밀도가 저하하게 되고, 액압기계로서의 진동이 증대하며, 고속시에는 안정된 회전운동이 저해되어 내구성이 열화된다고 하는 결점이 있다.

본원 발명은 상술한 종래 기술의 문제점과 결점을 감안하여 이루어진 것이며, 실린더블록의 경전각이 단속적 또는 연속적으로 변화해도 누설유량의 적고, 또한 고안정성, 고신뢰성을 가진 부분정압베어링지지형 또는 전정압베어링지지형의 용량가변형사축식 액압기계를 제공하는 것을 목적으로 한다.

[발명의 개시]

상기 목적을 달성하기 위해서 본원 발명에 의한 용량가변형사축식 액압회전기계는 헤드케이싱과 밸브판과의 사이에 이 실린더블록의 경전각에 따른 압력을 도출하는 가변스로틀수단을 배설하고, 이 가변스로틀수단으로부터 도출된 압력을 레이디얼정압베어링, 스러스트정압베어링중 최소한 어느 한쪽의 정압베어링에 공급하는 구성으로 한 것을 특징으로 한다.

또, 상기 가변스로틀수단은 헤드케이싱의 고압측이 되는 흡배(吸排)통로 또는 고압측이 되는 흡배포트의 어느 하나의 한쪽에 형성되어 경전각이 커짐에 따라 흡깊이가 깊어지는 오일홈과, 이 오일홈과 대응하는 위치에 있어서 상기 어느 하나의 다른쪽에 형성된 오일구멍으로 이루어지며, 상기 헤드케이싱에 형성된 오일홈 또는 오일구멍으로부터는 상기 밸브판의 경전각에 따라 고압이 되는 베어링제어압을 도출하여 레이디얼 정압베어링에 공급하는 구성으로 할 수 있다.

한편, 상기 가변스로틀수단은 헤드케이싱의 고압측이 되는 흡배통로 또는 밸브판의 고압측이 되는 흡배포트의 어느 하나의 한쪽에 형성되어 경전각이 커짐에 따라 흠깊이가 얕아지는 오일홈과, 이 오일홈과 대응하는 위치에 있어서 상기 어느 하나의 다른쪽에 형성된 오일구멍으로 이루어지며, 상기 헤드케이싱에 형성된 오일홈 또는 오일구멍으로부터 상기 밸브판의 경전각에 따라 저압이 되는 베어링제어압을 도출하여 상기 스러스트베어링에 공급할 수 있는 구성으로 할 수 있다.

또한, 본원 발명에 의한 용량가변형 사축식액압기계는 경전기구에 의한 실린더블록, 밸브판의 경전각을 검출하는 센서와, 헤드케이싱에 배설된 한쌍의 흡배통로중 고압측이 되는 통로의 압력을 도출하여 레이디얼 정압베어링, 스러스트 정압베어링중 최소한 어느 한쪽의 정압베어링에 공급하는 오일통로와, 이 오일통로의 도중에 배설되어 상기 센서로부터 입력되는 경전각신호에 의거하여 압력을 제어하는 제어밸브를 설치한 것을 특징으로 한다.

그리고, 또한 본원 발명에 의한 용량가변형사축식 액압기계는 건설기계의 유압시스템, 압연기유압압하(壓下)장치, 해수압(海水壓)시스템 등에 사용하는 메인유압원용 펌프로서 적용할 수 있다.

이와 같이 구성함으로써 유압펌프로서 사용할 때의 토출력압력 또는 유압모터로서 사용할 때의 공급압력은 가변스로틀수단에 의해서 경전각에 대응한 베어링제어압으로서 도출되거나 또는 제어밸브에 의해서 경전각에 대응한 베어링제어압으로서 도출되어 정압베어링에 공급된다.

이 결과, 상기 정압베어링이 레이디얼정압베어링인 경우에는 실린더블록의 경전각이 커짐에 따라 고압이 되는 베어링제어압을 발생하여, 피스톤유압반력에 의해서 드라이브디스크에 작용하는 레이디얼하중을 받으며, 한편 상기 정압베어링이 스러스트정압베어링인 경우에는 실린더블록의 경전각이 작아짐에 따라 저압이 되는 베어링제어압을 발생하여 드라이브디스크에 작용하는 스러스트하중을 받는다.

이리하여, 실린더블록의 경전각에 따라서 변화하는 레이디얼하중 또는 스러스트하중을 안정적으로 지지할 수 있고, 회전축과 드라이브디스크의 불안정진동을 방지하며, 경전각의 대소에 불구하고 이 드라이브디스크의 레이디얼방향, 스러스트방향의 위치결정정밀도를 일정하게 유지할 수 있는 동시에, 정압베어링 안내면으로부터의 누설유량의 저감화를 실현할 수 있다.

[발명을 실시하기 위한 최선의 형태]

이하, 본원 발명의 실시예를 용량가변형 유압펌프를 예로 들어 첨부도면을 참조하면서 상세히 설명한다.

제 1도 내지 제 9도는 본원 발명의 제 1의 실시예를 나타낸다.

도면에 있어서, (1)은 케이싱을 표시하며, 이 케이싱(1)은 소경(小徑)의 베어링부(2A)와 대경(大徑)의 경사통부(傾斜筒部)(2B)로 이루어지는 원통형의 케이싱본체(2)와, 이 케이싱본체(2)의 경사통부(2B) 개구측을 폐쇄하는 헤드케이싱(3)으로 구성되어 있다.

(4)는 케이싱 (1)의 베어링부(2A)측에 배설된 베어링슬리이브이며, 이 베어링슬리브(4)는 베어링부(2A)내에 끼워진 슬리브부(4A)와, 이 슬리브부(4A)의 선단측에 형성되고 경사통부(2B)의 단벽부(段壁部) (2C)에 접촉되는 플랜지부(4B)로 구성되어 있다. (5)는 케이싱(1)밖으로부터 베어링슬리브(4)내에 삽입된 회전축이며, 이 회전축(5)의 삽입측선단은 이 회전축(5)과 일체성형된 대경의 드라이브디스크(6)가 되어 경사통부(2B)내에 연재되어 있다. 그리고, 상기 회전축(5)은 베어링 (7)을 통해서 베어링슬리브(4)에 축지지되고, 또 드라이브디스크(6)는 후술하는 정압베어링수단인 레이디얼정압베어링(23), 스러스트정압베어링(28)을 통해서 피스톤유압반력을 받도록 되어 있다.

(8)은 케이싱(1)내에 배설되어 회전축(5)과 일체 회전하는 실린더블록이며, 이 실린더블록(8)에는 축방향으로 뚫린 복수의 실린더(9), (9),…가 배설되고, 이 각 실린더(9)에는 각각 피스톤(10), (10),…이 왕복동가능하게 배설되어 있다. 그리고, 이 각 피스톤(10)의 선단부에는 구형부(球形部) (10A)가 형성되고, 이 각 구형부(10A)는 드라이브디스크(6)에 요동자재로 연결되어 있다.

(11)은 정방형의 밸브판을 표시하며, 이 밸브판(11)의 일측면은 실린더블록(8)의 단면과 슬라이드접촉하는 평판형의 전환면(11A)이 되고, 타측면은 헤드케이싱(3)에 형성한 후술하는 오목한 원호형의 경전슬라이드면(15)에 슬라이드가능하게 접촉하는 볼록한 원호형의 슬라이드접촉면(11B)으로 되어 있다. 그리고, 상기 밸브판(11)에는 한쌍의 흡배포트로서의 흡입포트(12), 토출포트(13)가 뚫려있으며, 이 각 포트(12), (13)의 전환면(11A)측은 실린더블럭(8)의 회전에 의해 각 실린더(9)와 간헐적으로 연통하는 흡입용 미형(眉形)포트부(12A)와, 토출용 미형포트부(13A)가 되고, 슬라이드접촉면(11B)측은 각공(角孔)형상의 흡입포트부(12B), 장공(長孔)형상의 토출포트부(13B)로 되어 있다(제 3도 참조).

(14)는 드라이브디스크(6)와 밸브판(11)사이에서 실린더블록(8)을 경전자재로 지지하는 센터샤프트를 표시하며, 이 센터샤프트(14)는 그 일단측에 구형부(14A)가 형성되고, 이 구형부(14A)는 드라이브디스크(6)의 축중심위치에 요동자재로 지지되어 있다. 한편, 실린더블록(8)을 관통하여 돌출한 센터샤프트(14)의 타단측은 밸브관(11)의 중심위치에 뚫은 관통공(11C)에 슬라이드가능하게 삽입되고 실린더블록(8)과 밸브판(11)의 센터링을 행하고 있다.

한편, (15)는 헤드케이싱(3)의 내면측에 형성된 오목한 원호형의 경전슬라이드면이고, 이 경전슬라이드면(15)에는 액밀(液密)을 유지하는 시일랜드(15A), (15B)가 경전방향으로 형성되며, 상기 밸브판(11)의 슬라이드접촉면(11B)이 슬라이드접촉하고 있다. 그리고, 상기 헤드케이싱(3)에는 한쌍의 흡배통로로서의 흡입통로(16), 토출통로(17)가 배설되고 이 흡입통로(16)는 경전슬라이드면(15)의 시일랜드(15A), (15B)사이의 오목부에 개구하여 밸브판(11)측의 흡입포트(12)와 연통하고, 토출통로(17)는 시일랜드(15B)상에 개구하여 토출포트(13)와 연통하고 있다(제6도 참조).

(18)은 경전슬라이드면(15)에 따라 밸브판(11)을 경전시키기 위해 헤드케이싱(3)에 설치된 경전기구이며, 이 경전기구(18)는 헤드케이싱(3)에 뚫려 있고, 양단에 유통공(油通孔)(19A), (19B)를 가진 실린더구멍(19)과, 이 실린더구멍(19)에 슬라이드가능하게 끼워져 축방향 양측에 오일룸(20A), (20B)를 구획하는 서보피스톤(21)과, 이 서보피스톤(21)에 끼워져 구형(球形) 선단부가 밸브판(11)의 관통공(11C)에 요동가능하게 삽입된 요동핀(22)으로 구성되어 있다. 그리고, 경전제어밸브를 통해서 보조펌프(어느것도 도시하지않음)로부터의 압유를 유통공(19A) 또는 (19B)를 통해서 오일룸(20A) 또는 (20B)에 공급함으로써, 서보피스톤(21)을 구동하고, 밸브판(11), 실린더블록(8)을 경전구동시킨다.

다음에, 본 실시예에 의한 정압베어링의 구성에 대해 설명한다.

먼저, (23)은 드라이브디스크(6)에 작용하는 피스톤유압반력중의 레이디얼 하중성분을 받는 레이디얼정압베어링이며, 이 레이디얼정압베어링(23)은 드라이브디스크(6)와 대응하는 위치에 배설된 링형상을 이루며, 외주면이 케이싱본체(2)의 경사통부(2B)내에 끼워장착되고, 내주면이 드라이브디스크(6)의 외주면(정압베어링안내면)에 슬라이드접촉하는 베어링슬리브(24)와, 이 베어링슬리브(24)의 내주면측에 둘레방향으로 소정의 간격으로 최소한 3개이고 최대로 피스톤(10)의 개수에 대응한 수만큼 오목홈형으로 형성된 복수의 압력실(25), (25),…과, 상기 베어링슬리브(24)의 외주면측에 이 각 압력실(25)과 대응해서 형성된 공급포트(26), (26),…와, 이 각 공급포트(26)와 압력실(25)사이를 각각 연통하고, 이 각 압력실(25)의 정압력을 부하에 대응해서 제어하는 스로틀통로(27), (27),…로 구성되어 있다. 그리고, 상기 레이디얼정압베어링(23)의 각 공급포트(26)에 후술하는 바와 같이 경전가에 따라 압력이 높아지도록 된 베어링제어압이 공급됨으로써, 레이디얼하중을 받도록 되어 있다. 또한, 공급포트(26)는 단일의 오목환상(環狀)홈으로서 형성해도 된다.

한편, (28)은 드라이브디스크(6)에 작용하는 피스톤유압반력중의 스러스트 하중성분을 받는 스러스트정압베어링하고, 이 스러스트정압베어링(28)은 상술한 베어링슬리브(4)와, 이 베어링슬리브(4)의 플랜지부(4B)의 둘레방향으로 소정의 간격을 가지고, 축방향구멍으로서 뚫린 복수의 패드삽입공(29), (29),…과, 패드부(30A)와 이것보다 소경 (小徑)인 축부(30B)로 이루어지며, 패드부(30A)가 드라이브디스크(6)의 배면(정압베어링안내면)에 슬라이드접촉하고, 축부(30B)가 각 패드삽입공(29)에 각각 삽입된 베어링패드(30), (30),…와, 이 각 베어링패드(30)의 패드부(30A)의 드라이브디스크 슬라이드접촉면측에 각각 오목홈형으로 형성된 압력실(31), (31),…과, 베어링슬리브(4)의 각 패드삽입공(29)내에서 축부(30B)와의 사이에 각각 구획된 공급실(32), (32),…과, 이 각 공급실(32)과 압력실(31)을 연통하는 스로틀통로(33), (33),…로 구성되어 있다. 그리고, 상기 스러스트정압베어링(28)의 각 공급실(32)에 후술하는 바와 같이 경전각에 따라 압력이 낮아지도록 된 베어링제어압익 공급됨으로써 스러스트하중을 받도록 되어 있다. 또한, 베어링패드(30)는 베어링슬리브(4)의 플랜지부(4B)의 전주에 걸쳐서 복수개소 배설하면 된다.

다음에, 실린더블록(8)의 경전각에 따른 베어링제어압을 도출하기 위한 가변스로틀수단인 가변스로틀기구의 구성에 대해 기술한다.

(34)는 레이디얼정압베어링(23)용의 베어링제어압을 도출하는 레이디얼용 가변스로틀기구를 표시하며, 이 가변스로틀기구(34)는 밸브판(11)의 슬라이드접촉면(11B)측에 위치하여 토출포트(13)의 토출포트부(13B)의 근방에 이 토출포트(13B)에 따라 중간부위로부터 하측에 형성된 오일홈(35)과, 헤드케이싱(3)의 경전슬라이드면(15)측에 위치하여 토출통로(17)과 개구하는 시일랜드(15B)에 상기 오일홈(35)과 대응해서 개구하는 오일구멍 (36)으로 구성되어 있다.

여기서, 제 4도, 제 8도에 도시한 바와 같이, 상기 오일홈(35)은 밸브관(11)의 경전각 θ이 θ=0°의 상태(제 1도중에서 밸브판(11)이 가장 상측에 있는 상태)에서 홈깊이 h가 가장 얕고, 경전각 θ이 θ=θmax로된 최대경전각상태(제 1도의 상태)에서 홈깊이 h가 가장 깊어지는 연속된 쐐기형홈으로서 구성되고, 홈깊이가 최대가 되는 개소에 토출포트부(13B)와 연통하는 홈부(35A)가 형성되어 있다. 또, 오일구멍(36)은 최소경전각으로 오일홈(35)의 도면중 하단측(홈깊이가 가장 얕은 측)과 대향하도록 형성되며, 또한 이 오일구멍(36)은 최대경전시에 최대토출압 Pdmax을 확보할 수 있는 개구면적으로 되어 있다. 이리하여, 레이디얼용 가변스로틀기구(34)는 경전각 θ에 비례하여 베어링제어압 Pd이 증가하는 특성을 얻을 수 있다(제 8도 참조).

또한, (37)은 스러스트정압베어링(28)용의 베어링제어압을 도출하는 스러스트용 가변스로틀기구를 표시하며, 이 가변스로틀기구(37)는 밸브판(11)의 슬라이드접촉면(11B)측에 위치하여 토출포트(13)의 토출포트부(13B)의 근방에 이 토출포트부(13B)를 사이에 두고 오일홈(35)과 대향하도록 형성되는 오일홈(38)과, 헤드케이싱(3)의 경전슬라이드면(15)측에 위치하여 토출통로(17)가 개구하는 시일랜드(158)에 상기 오일홈(38)과 대응하는 위치에 토출통로(17)를 사이에 두고 오일구멍(36)과 대향하도록 개구한 오일구멍(38)으로 구성되어 있다.

여기서, 제 5도, 제 9도에 도시한 바와 같이, 상기 오일홈(38)은 밸브판(11)의 경전각 θ이 θ=0°의 상태(제 1도중에서 밸브판(11)이 가장 상측에 있는 상태)에서 홈깊이 h가 가장 깊고, 경전각 θ이 θ=θmax로된 최대경전각 상태(제 1도의 상태)에서 홈깊이 h가 가장 얕아지는 연속된 쒜기형홈으로서 구성되며, 홈깊이 h가 최대가 되는 개소에 토출포트부(13B)에 연통하는 연통홈부(38A)가 형성되어 있다. 또, 오일구멍(39)은 최소경전각으로 오일홈(38)의 도면중 하단측(홈깊이가 가장 깊은 쪽)과 대향하도록 형성되며, 또한 이 오일구멍(39)은 최대경전시에 최대토출압력 Pdmax을 확보할 수 있는 개구면적으로 되어 있다. 이리하여, 스러스트용 가변스로틀기구(37)는 경전각 θ에 비례하여 베어링제어압 Pd이 감소하는 특성을 얻을 수 있다(제 9도 참조)

그리고, 또 (40)은 케이싱(1)의 두꺼운 부분애 뚫린 레이디얼베어링 제어압용의 오일통로이며, 이 오일통로(40)의 일단은 오일구멍(36)에 연통되고, 그 타단은 레이디얼정압베어링 (23)의 가 공급포트에 연통되어 있다. 또, (41)은 역시 케이싱(1)의 두꺼운 부분에 뚫린 스러스트베어링제어용의 오일통로이며, 이 오일통로(41)의 일단은 오일구멍(39)에 연통되고, 그 타단은 스러스트정압 베어링(28)의 각 공급실(32)에 연통되어 있다.

본 실시예는 이와 같이 구성되며, 다음에 유압펌프로서 사용한 경우의 동작에 대해 설명한다.

먼저, 경전기구(18)에 의해 실린더블록(8)과 함께 밸브판(11)을 제 1도의 최대경전위치에 경전시킨다. 이를 위해, 보조펌프로부터의 압유를 실린더(9)의 오일룸(20A)에 공급하고, 서보피스톤(21)을 변위시킨다.

이로써, 이 서보피스톤(21)과 함께 요동핀(22)이 변위하고, 밸브관(11)은 경사슬라이드면(15)에 안내되어서 경전하는 결과, 실린더블록(8)은 센터샤프트(14)와 일체로 경전하고, 그 회전중심은 회전축(5)의 축선에 대해 경전하며, 도시한 상태로 된다.

다음에, 엔진, 전동기 등의 구동원에 의해서 회전축(5)을 회전하면, 이 회전축(5)의 드라이브디스크(6)는 실린더블록(8)의 각 실린러(9)에 삽입한 피스톤(10)과 연결되어 있기 때문에, 회전축(5)과 일체로 실릴더블록(8)이 회전된다. 이 결과, 상기 실린더블록(8)의 회전중에 각 피스톤(10)이 실린더(9)내를 왕복동한다. 이 각 피스톤(10)이 실린더(9)로부터 퇴행(退行)하는 동안은 흡입통로(16), 흡입포트(12)를 통해서 실린더(9)내에 진입하는 동안은 각 실린더(9)내의 작동유를 가압하여 토출포트(13), 토출통로(17)를 통해서 토출시키는 토출행정이 된다.

여기서, 사축식 유압펌프에 있어서, 토출압력을 발생시기키기 위한 가압피스톤 개수(예를 들면 총피스톤 개수가 7개인 경우, 최대가압피스톤 개수는 4개, 최소가압피스톤 개수는 3개, 평균가압피스톤 개수는 3.5개)에 비례하여, 피스톤유압반력부하 및 모멘트부하가 회전축(5)의 회전수와 도기하여 드라이브디스크(6)에 작용한다. 제2도에 도시한 바와 같이, 이 드라이브디스크(6)에 작용한 하중 F은 피스톤(10)로드의 구형부(10A)의 지지면에 있어서, 경전각 θ에 대응하여 반경방향분력인 레이디얼하중 F_R, 축방향분력인 스러스트하중 F_T으로 분산된다. 이와 같이, 2방향으로 분산된 하중 및 모멘트 등으로 이루어지는 부하는 레이디얼정압베어링(23), 스러스트정압베어링(28)에 의해서 지지된다. 즉, 이들 각 정압베어링 (23), (28)의 압력실(25), (31)에 있어서의 정압이 유체정역학적 및 유체동역학적으로 작용하는 슬라이딩베어링으로서 반경방향, 축방향으로 지지된다.

여기서, 드라이브디스크(6)의 반경방향, 축방향으로 작용하는 하중에 대해 상세히 검토한다. 피스톤오일압력에 기인되는 하중 F은 피스톤개수에 의해 변동되는 동시에 경전각 θ에 의해 변동되며, 상술한 (1)식에 의해서 부여된다. 즉, 레이디얼하중 F_R은 경전각 θ이 최소일 때 최소치가 되고, 또 경전각 θ이 최대일 때 최대치가 된다. 한편, 스러스트하중 F_T은 경전각 θ이 최소일 때 최대치가 되고, 경전각 θ이 최대일 때 최소치 가 된다.

이리하여 본 실시예에 의하면, 레이디얼정압베어링 (23)에 공급할 레이디얼베어링제어압은 레이디얼용 가변스로틀기구(34)에 의해서 도출하는 구성으로 되어 있다. 즉, 상기 레이디얼용 가변스로틀기구(34)는 밸브판(11)에 경전각 θ이 커짐에 따라 홈깊이 h가 깊어지고, 또한 토출포트(13)와 연통되는 오일홈(35)을 배설하는 동시에, 헤드케이싱(3)에 이 오일홈(35)과 항상 연통되는 오일구멍 (36)을 배설하고, 이 오일구멍(36)으로부터 경전각 θ이 커짐에 따라 압력이 커지는 베어링제어압 Pd을 도출하여, 이 베어링제어압 Pd을 오일통로(40)를 통해서 레이디얼정압베어링(23)에 공급하는 구성으로 되어 있다.

따라서, 실린더블록(8)의 경전각 θ이 최소경전각(θ=0°)에서 최대경전각(θ=θmax)까지 단속적으로 또는 연속적으로 변화하는 경우, 베어링제어압 Pd도 이 실린더블록(8)의 경전각 θ에 동기하여 고압이 된다(제 8도 참조). 이 결과, 레이디얼정압베어링(23) 압력실(25)에 작용하는 정압도 상기 베어링제어압 Pd에 대응하여 높아지고, 경전각 θ에 대응하여 커지는 레이디얼하중 F_R을 확실하게받을 수 있다.

한편, 스러스트정압베어링(28)에 공급할 스러스트정압베어링제어압은 스러스트용 가변스로틀기구(37)에 의해서 도출되는 구성으로 되어 있다. 즉, 상기 스러스트용 가변스로틀기구(37)는 밸브판(11)에 경전각 θ이 커짐에 따라 홈깊이 h가 얕아지고, 또한 토출포트(13)와 연통된 오일홈(38)을 배설하는 동시에 헤드케이싱(3)에 이 오일홈(38)과 형상 연통되는 오일구멍(39)을 배설하고, 이 오일구멍(39)으로부터는 경전각 θ이 커짐에 따라 압력이 작아지는 베어링제어압 Pd을 도출하여, 이 제어압 Pd을 오일통로(41)를 통해서 스러스트정압베어링(28)에 공급하는 구성으로 되어 있다.

따라서, 실린더블록(8)의 경전각 θ이 초소경전각(θ=0°)에서 최대경전각(θ=θmax)까지 단속적으로 또는 연속적으로 변화하는 경우, 베어링제어압 Pd도 이 실린더블록(8)의 경전각 θ에 동기하여 저압이 된다(제 9도 참조). 이 결과, 스러스트정압베어링(28)의 압력실(31)에 작용하는 정압도 상기 베어링제어압 Pd에 대응해서 낮아지고, 경전각 θ에 대응해서 커지는 스러스트하중 F_T을 확실하게 받을 수 있다.

이와 같이 본 실시예에 의하면, 실린더블록(8)의 경전각 θ에 따라 오일홈(35), (38)의 홈깊이 h가 자동적으로 결정되므로, 이 홈깊이 h에 대응한 토출력을 베어링제어압 Pd으로서 도출할 수 있다. 이로써, 경전각 θ에 따라 드라이브디스크(6)에 작용하는 피스톤유압반력에 의해 레이디얼하중, 스러스트하중이 변화하여도, 이 드라이브디스크(6)를 안정적으로 지지할 수 있고, 각 정압베어링(23), (28)로부터의 누설유량을 가급적 작게 할 수 있는 동시에, 회전축(5)의 진동을 저감할 수 있다.

다음에, 제10도 내지 제14도는 본원 발명의 제 2의 실시예를 나타낸다. 그리고, 상술한 제 1의 실시예와 동일구성요소에는 동일부호를 붙이고, 그 설명을 생략한다.

그런데, 본 실시예의 특징은 헤드케이싱측에 가변스로틀기구를 구성하는 오일홈을 배설하고, 밸브판측에 토출포트와 연통되는 오일구멍을 배설한 것에 있다.

즉, (51)은 본 실시예에 의한 레이디얼용 가변스로틀기구를 표시하며, 이 가변스로틀기구(51)는 헤드케이싱(3)의 경전슬라이드면(15)측에 위치하여 토출통로(17)가 개구하는 시일랜드(15B)에 중간부위에서 하측에 경전방향에 따라 형성된 오일홈(52)과, 밸브판(11)의 슬라이드접촉면(11B)측에 위치하여 토출포트부(13B)의 근방에 상기 오일홈(52)과 대응해서 형성된 오일구멍(53)으로 구성되어 있다.

여기서, 제13도에 도시한 바와같이, 상기 오일홈(52)은 밸브판(11)의 최소경전각(=θ0°)에서 홈깊이 h가 가장 얕고, 최대경전각(θ=max)에서 홈깊이 h가 가장 깊어지는 연속된 쐐기형 홈으로서 구성되고, 홈깊이가 최대가 되는 개소에 오일통로(40)의 일단이 연통개구하고 있다. 또, 제11도에 도시한 바와 같이 오일구멍(53)에는 연통로부(53A)를 가지며, 토출포트(13)의 토출포트부(13B)의 측벽에 개구하며, 토출압의 일부가 공급되도록 되어 있다.

따라서, 실린더블록(8)과 함게 밸브판(11)이 경전슬라이드면(15)에 따라 경전하면, 오일구멍(53)이 대면하는 오일홈(52)의 홈깊이 h는 경전각 θ에 대응해서 깊어지고 제 1의 실시예와 마찬가지로 이 경전각 θ에 비례하여 베어링제어압 Pd이 증가하는 특성을 얻을 수 있다.

한편, (54)는 본 실시예에 의한 스러스트용 가변스로틀기구를 표시하며, 이 가변스로틀기구(54)는 헤드케이싱(3)의 경전슬라이드면(15)측에 위치하여 토출통로(17)가 개구하는 시일랜드(15B)에 중간부위에서 하측에 경전방향에 따라 오일홈(52)에 대향하도록 형성된 오일홈(55)과, 밸브관(11)의 슬라이드 접촉면(11B)측에 위치하여 토출포트부(13B)의 근방에 상기 오일홈(55)과 대응하는 위치에서 토출 포트부(13B)를 사이에 두고 오일구멍(53)과 대향하도록 형성된 오일구멍(56)으로 구성되어 있다.

여기서, 제14도에 도시한 바와 같이, 상기 오일홈(55)은 밸브관(11)의 최소경전각(θ=0°)에서 홈깊이 h가 가장 깊고, 최대경전각(θ=max)에서 홈깊이 h가 가장 얕아지는 연속된 쐐기형 홈으로서 구성되며, 홈깊이가 최대가 되는 개소에 오일통로(41)의 일단이 연통개구하고 있다. 또, 제11도에 도시한 바와 같이, 상기 오일구멍(56)에는 연통로부(56A)를 가지며, 토출포트(13)의 토출포트부(13B)의 측벽에 개구하며, 토출압의 일부가 공급되도록 되어 있다.

따라서, 실린더블록(8)과 함께 밸브판(11)이 경전슬라이드면(15)에 따라서 경전하면, 오일구멍(56)이 대면하는 오일홈(55)의 홈깊이 h는 경전각 θ에 대응해서 얕아지고, 제 1의 실시예와 마찬가지로 당해 경전각 θ에 비례하여 베어링제어압 Pd이 감소하는 특성을 얻을 수 있다.

본 실시예는 이와 같이 구성되며, 실린더블록(8)을 경전시킨 경우, 레이디얼용 가변스로틀기구(51)에 의해서 제 8도에 도시한 베어링제어압 Pd을 얻을 수 있는 동시에, 스러스트용 가변스로틀기구(54)에 의해서 제 9도에 도시한 베어링제어압 Pd을 얻을 수 있으며, 제 1의 실시예와 같은 효과를 발휘한다.

다음에, 제15도는 본원 발명의 제 3의 실시예를 나타낸다. 그리고, 상술한 제 1의 실시예와 동일구성요소에는 동일부호를 붙이고, 그 설명을 생략한다.

그런데, 제 1의 실시예에서는 레이디얼용 가변스로틀기구(34). 스러스트용 가변스로틀기구(37)로부터 도출한 베어링제어압을 케이싱(1)의 두꺼운 부분에 형성한 오일통로(40), (41)를 각각 통해서 레이디얼정압베어링(23)의 공급포트(26), 스러스트정압베어링(28)의 공급실에 공급하는 구성으로 되어 있다.

이에 대해, 본 실시예에서는 케이싱(1)의 외측에 오일통로가 되는 외부배관(61), (62)을 배설하여, 한쪽의 외부배관(61)으로 레이디얼용 가변스로틀기구(34) (51)과 레이디얼정압베어링(23)사이를 접속하고, 다른쪽의 외부배관(62)으로 스러스트용 가변스로틀기구(37) (54)와 스러스트정압베어링(28)사이를 접속하는 구성으로 하였다.

본 실시예는 이와 같이 구성되며, 이와 같이 구성한 경우에는 제 1의 실시예와 같은 효과를 발휘한다.

다음에, 제16도는 본원 발명의 제 4의 실시예를 나타낸다. 그리고, 상술한 제 1의 실시예와 동일구성요소에는 동일부호를 붙이고, 그 설명을 생략한다.

그런데, 본 실시예의 특징은 경전기구에 의한 실린더블록의 경전각을 검출하고, 펌프토출압력(펌프작용의 경우) 또는 모터공급압력(모터작용의 경우)을 검출한 경전각신호에 따라서 베어링제어압으로서 변환한 후 도출하여, 정압베어링에 공급하도록 구성한 것에 있다.

제16도에 있어서, (71)은 예를 들면 헤드케이싱(3)에 설치된 경전각센서이며, 이 경전각센서 (71)는 경전기구(18)에 의한 실린더블록(8) 또는 밸브판(11)의 경전각 θ을 검출하여 경전각신호 S를 출력하는 것이다.

그러므로, 상기 경전각센서(71)로서는 예를 들면 서보피스톤(21)의 슬라이드변위를 검출하는 포텐쇼미터, 차동트랜스 등의 변위센서가 사용된다. 또한, 경전각센서(71)로서는 밸브판(11)의 슬라이드변위를 검출하는 변위센서, 실린더블록(8), 센터샤프트(14)의 경전각을 직접 검출하는 회전변위센서를 적용해도 된다.

(72), (73)은 헤드케이싱(3) 내의 흡배통로(16), (17)과 연통하는 흡배배관이며, 이 각 흡배배관(72), (73)사이에는 이들 사이의 고압측 압력을 선택하는 셔틀밸브(74)가 배설되어 있다.

(75)는 상기 셔틀밸브(74)와 레이디얼정압베어링 (23)의 공급포트와의 사이를 접속하는 오일통로인 한쪽의 외부배관, (76)은 역시 상기 셔틀밸브(74)와 스러스트정압베어링(28)의 공급실(32)과의 사이를 접속하는 오일통로인 다른쪽의 외부배관을 표시하며, 한쪽의 외부배관(75)의 도중에는 전자(電磁)비례제어밸브(77)가 배설되어 유입측 배관부(75A)와 유출측 배관부(75B)로 분할되고, 다른 쪽의 외부배관(76)의 도중에는 전자비례감압밸브(78)가 배설되어 유입측 배관부(76A)와 유출측 배관부(76B)로 분할되어 있다.

여기서,상기 전자비례제어밸브(77)는 신호량이 증가하는 데 비례하여 유출압력이 높아지는 전자식 서보밸브가 사용되고 있다. 그러므로 상기 전자비례제어밸브(77)의 여자코일은 증폭기(79)를 통해서 경전각센서(71)와 접속되고, 이 경전각센서(71)로부터 실린더블록(8)의 경전각 θ에 대응한 경전각신호 S가 입력됨으로써, 이 경전각신호 S에 비례한 베어링제어압을 도출하여 레이디얼정압베어링(23)에 공급하도록 되어 있다. 따라서, 상기 전자비례제어밸브(77)는 셔틀밸브(74)로부터 유입하는 펌프의 자기토출압력을 경전각 θ에 대응한 레이디얼정압베어링(23)용의 베어링제어압으로 압력변환하는 것이며, 제 8도에 나타낸 것과 같은 특성을 얻을 수 있다.

또한, 상술한 전자비례감압밸브(78)는 신호량이 증가하는데 반비례하여 유출압력이 저하되는 전자식 서보밸브가 사용되고 있다. 그러므로, 상기 전자비례갑압밸브(78)의 여자코일은 증폭기(80)을 통해서 경전각센서(71)와 접속되고, 이 경전각센서(71)로부터 실린더블록(8)의 경전각 θ에 대응한 경전각신호 S가 입력됨으로써, 이 경전각신호 S에 반비례한 베어링제어압을 도출하여 스러스트정압베어링(28)에 공급하도록 되어 있다. 따라서 상기 전자비례갑압밸브(78)는 셔틀밸브(74)로부터 유입하는 펌프의 자기토출압력을 경전각 θ에 대응하여 감압한 스러스트정압베어링(28)용의 베어링제어압으로 압력변환하는 것이며, 제 9도에 나타낸 것과 같은 특성을 얻을 수 있다.

본 실시예는 이와 같이 구성되며, 경전기구(18)에 의해서 실린더블록(8)이, 밸브판(11)을 경전시키면 경전각센서(71)로부터는 이 실린더블록(8)의 경전각 θ에 대응한 경전각신호 S가 출력된다. 이 결과, 전자비례제어밸브(77)에 있어서는 경전각신호 S의 신호량에 비례하여 압력이 높아지는 베어링제어압 Pd을 발생하여 레이디얼정압베어링(23)에 공급한다. 또, 전자비례감압밸브(78)에 있어서는 경전각신호 S의 신호량에 비례하여 압력이 전하되는 베어링제어압 Pd을 발생하고, 스러스트정압베어링(28)에 공급한다.

이리하여, 본 실시예에 있어서도 제 1의 실시예와 마찬가지로, 경전각 θ에 따라 드라이브디스크(6)에 작용하는 피스톤유압반력에 의한 레이디얼하중, 스러스트하중이 변화해도, 당해 드라이브디스크(6)를 안정적으로 지지할 수 있고, 각 정압베어링(23), (28)로부터의 누설유량을 가급적 작게 할 수 있다.

또한, 제17도 내지 제19도는 본원 발명에 의한 용량가변형 액압기계를 유압펌프로서 적용한 경우의 응용예를 나타낸다.

먼저, 제17도는 본원 발명을 유압쇼벨등의 건설기계에 적용한 경우의 유압시스탬의 유압회로구성도를 나타낸다.

이 도면에 있어서, (101)은 구동원으로서의 엔진, (102), (103)은 본원 발명에 의한 정압지지형 유압펌프, (104)는 이 펌프(102), (103)으로부터의 유체동력의 공급선을 제어하는 콘트롤밸브군, (105)는 선회모터, (106)은 콘트롤 밸브군(104)으로부터의 유체동력의 중계점을 표시하는 센터조인트, (107), (108)은 하부주행체에 설치한 주행용 유압모터, (109)는 버킷용 유압실린더, (110)은 암용 유압실린더, (111), (111)은 붐용 유압실린더, (112)-(120)은 상기 유압기기요소사이를 접속하는 관로이다.

이와 같이 구성된 건설기계의 유압시스템에 있어서, 엔진(101)에 의해 유압펌프(102), (103)을 구동하여 고압유체를 토출하면, 이 고압유체는 콘트롤밸브군(104)로 선회계를 구동하는 선회용 유압모터(105), 또는 주행계를 구동하는 주행용 유압모터(107), (108), 또한 붐용, 암용, 버킷용의 각 유압실린더(109), (110),(111)에 각각 공급되어 굴삭작업이 행하여진다.

그런데, 본원 발명의 액압기계를 사이 구성의 건설기계의 유압펌프(102), (103)로서 사용한 경우, 주행력, 굴삭력을 증대시켜 성능을 향상시키기 위해 이 유압펌프(102), (103)의 경전각을 크게 해도, 누설유량이 적고, 고안정성, 고신뢰성을 가진 유압펌프로 할 수 있다. 또한, 선회모터 (105), 주행용 유압모터(107),(108)로서 적용한 경우도 같은 효과를 올린다.

다음에, 제18도는 본원 발명을 압연기의 유압압하장치에 적용한 경우의 유압압하장치의 단면도를 나타낸다.

이 도면에 있어서, (201)은 밀하우징, (202)는 백업롤, (203)은 중간률, (204)는 압연연재를 소정의 판두께로 직접 압연하기 위한 워크롤이다. 또, (206)은 압연재(205)의 판두께제어를 행하기 위해 피스톤(206A)을 가진 압하실린더이고, (207)은 이 압하실린더(206)의 피스톤위치를 검출하기 위한 변위계, (208)은 압연재(205)의 판두께를 제어하기 위해서 압하지령에 의거한 전기신호를 유체동력으로 변환하기 위한 포스모터밸브이며, 이들은 한쌍씩 배설된다. 또한, (209)는 본원 발명에 의한 정압지지형의 유압펌프이다.

이와 같이 구성되는 압연기유압압하장치의 판두께제어시스템에서는 압하지령에 의거하여 포스모터밸브(208)로 압하실린더(206)의 위치를 제어함으로써 상, 하 한쌍의 워크롤(204)사이에 개재되어 있는 압연재(205)의 판두께를 미크론단위로 고정밀도로 제어하는 것이며, 본원 발명의 유압펌프(209)를 이러한 유압시스템에 적용한 경우에도 상술한 바와 같은 효과를 얻을 수 있다.

또한, 제19도는 본원 발명을 해수압시스템에 적용한 경우의 구성도를 나타낸다.

이 도면에 있어서, (301)은 해수압에 적용가능한 본원 발명에 의한 전정압지지헝의 해수압펌프, (302)는 이 펌프(301)를 구동하기 위한 모터, (303)은 스트레이너 (strainer) 또는 필터, (304)는 해수압제어밸브, (305)는 해수압액튜에이터이며, (306)은 해수압액튜에이터 (305)에 의해서 구동되는 제어대상을 표시한다.

이와 같이 구성되는 해수압시스템에 있어서도 통상의 유압시스템과 마찬가지로 액튜에이터 (305)를 구동하지만, 작동유체가 해수하기 때문에 해수압제어밸브(304)로부터 도라온 것은 직접 해수에 방출된다.

그런데, 본원 발명의 액압기계를 전정압지지형의 해수압펌프(301)로서 적용한 경우, 레이디얼정압제어링, 스러스트정압베어링에는 실린더블록의 경전각에 따라 가변제어된 자기토출해수압을 공급하고 있기 때문에, 정압슬리브, 정압패드 등에서의 면압(面壓)을 적정화할 수 있다. 이 결과, 작동유체가 해수와 같은 저윤활성의 유체인 때에도 정압베어링과 드라이브디스크사이의 슬라이드면에서의 이상마모를 방지할 수 있다. 이로써, 소형이고 충분히 내구성을 가진 해수용 고압펌프를 제공할 수 있다.

또한, 본원 발명의 실시예에서는 전정압지지형의 유압펌프에 대한 예시하였으나, 본원 발명은 스러스트정압베어링을 폐지하고, 레이디얼정압베어링과 메카니컬한 롤링베어링 (예를 들면 롤러베어링)을 병용한 것, 레이딩러정압베어링을 폐지하고, 스러스트정압베어링과 메카니컬한 롤링베어링을 병용한 것등 부분정압베어링 지지형의 액압기계로서 구성해도 되며, 요는 레이디얼정압베어링, 스러스트정압 베어링중 최소한 어느한쪽의 정압베어링을 구비하고 있으면 된다.

또, 본원 발명의 액압기계를 정역회전가능한 유압모터에 적용하는 경우에는 밸브판에 형성한 한쌍의 흡배포트, 헤드케이싱에 형성한 한쌍의 흡배통로는 어느 것이나 고압포트가 되는 것이므로, 한쌍의 흡배포트 또는 흡배통로에 각각 가변스로틀기구의 오일홈 또는 오일구멍을 한쌍씩 배설하는 구성으로 하고, 셔틀밸브를 통해서 고압측압력을 도출하여, 이 고압측압력을 베어링제어압으로서 정압베어링에 공급하는 구성으로 하면된다.

한편, 실시예에서는 경전기구(18)를 헤드케이싱(3)에 설치하는 것으로서 기술하였으나, 경전기구를 케이싱 본체(2)의 측면에 설치하고 이 경전기구에 의해 일단이 이축 (耳軸)을 통해서 케이싱내에 장착되어 요크를 경전시키고, 이 요크에 의해서 실린더블록, 밸브판을 경전시키는 구성으로 해도 된다.

또한, 본원 발명의 액압기계는 상술한 적용예에 한하지 않고, 분말성형기, 사출성형기, 고온환경하에서의 고속단조기(鍛造機), 터널굴진기 등의 유압시스템에도 적용할 수 있는 것이다. 특히, 사출성형기에 있어서는 성형품의 치수정밀도에 가장 영향을 미치는 유압제어량은 압력이며, 이 사출성형기시스템에 있어서의 라인압력은 현재의 약 14.7MPa에서 49MPa이상으로 승압함으로써, 사출압력의 변동을 1/3이하로 하여 성혐품의 정밀도를 향상시킬 수 있는 가능성이 있다.

그래서, 본원 발명을 이와 같은 고압조건하에서 사용하는 유압펌프로서 적용하는 경우에도 안정적으로 회전축을 지지할 수 있다.

[산업상의 이용가능성]

본원 발명은 이상 상세하게 설명한 바와 같으며, 레이디얼정압베어링, 스러스트베어링으로 이루어지는 최소한 한쪽의 정압베어링에는 가변스로틀수단으로부터 도출한 실린더블록의 경전각에 따른 베어링제어압을 공급하는 구성으로 하였으므로, 상기 정압베어링은 실린더블록의 경전각에 대응한 정압지지능력을 발휘할 수 있다.

이 결과, 피스톤유압반력에 의해서 드라이브디스크에 작용하는 레이디얼방향의 하중 또는 스러스트방향의 하중이 변화해도, 이 드라이브디스크의 위치결정정밀도를 항상 일정하게 유지할 수 있고, 회전수의 여하를 불문하고 회전축을 안정적으로 지지할 수 있다.

또, 드라이브디스크를 실린더블록의 경전각에 따라 정압지지하는 것이므로, 이 드라이브디스크와 정압베어링과의 사이의 슬라이드으로부터의 누설유량을 최소로, 또한 일정하게 유지할 수 있으므로, 동력손실을 최소한으로 할 수 있다.

또한, 정압베어링에는 실린더블록의 경전각에 따른 베어링제어압이 공급되므로, 이 정압베어링의 슬라이드안내면의 이상마모등을 방지할 수 있고, 고압조건하에서 장기간 사용해도 수명의 저하를 방지할 수 있으며, 장시간 연속운전도 가능해진다.

Claims

흡배(吸排) 통로를 가진 헤드케이싱(3)이 설치된 통형의 케이싱(1)과, 이 케이싱(1)에 회전자재로 설치되고, 이 케이싱(1)내에의 삽입측선단부가 드라이브디스크(6)로 된 회전축(5)과, 상기 케이싱내에 배설되고, 축방향으로 복수의 실린더(9)가 뚫어설치된 실린더블록(8)과, 이 실린더블록(8)의 각 실린더(9)에 왕복동가능하게 설치되고, 일단측이 상기 드라이브디스크(6)에 요동자재로 지지된 복수의 피스톤(10)과, 흡배포트(12,13)를 가지고, 일측단면이 상기 실린더블록(8)과 슬라이드접촉하는 전화면(11A)으로 되고, 타측단면이 상기 헤드케이싱의 경전슬라이드면에 경전가능하게 슬라이드접촉하는 슬라이드접촉면(11B)으로 된 밸브판(11)과, 상기 실린더블록(8)과 함께 이 밸브판(11)을 경전시키고 경전기구(18)와, 상기 드라이브디스크(6)에 작용하는 레이디얼방향 및 스러스트방향의 유압반력의 하중을 받기 위하여, 이 드라이브디스크(6)와 케이싱(1)과의 사이에 위치하여 설치된 레이디얼정압(靜壓)베어링(23) 및 스러스트정압베어링(28)으로 구성되는 정압베어링수단(23,28)으로 이루어지는 용량가변형 사축식액압기계에 있어서, 상기 헤드케이싱(3)과 밸브판(11)과의 사이에는 상기 실린더블록(8)의 경전각(傾轉角)에 따른 제1 및 제 2의 압력유체를 도출하는 가변스로틀수단(34,37,51,54)을 배설하고, 이 가변스로틀수단(34,37,51,54)으로부터 상기 제 1의 압력유체를 제 1의 압력에서 제 1의 방식으로 상기 레이디얼정압베어링 (23)에 공급하고, 상기 제 2의 압력유체를 제 2의 압력에서 제 2의 방식으로 상기 스러스트정압베어링(28)에 공급하는 구성으로 한 것을 특징으로 하는 용량가변형 사축식액압기계 .
제 1항에 있어서, 상기 정압베어링은 레이디얼정압베어링(23)이고, 상기 가변스로틀수단(34)은 상기 밸브판(11)의 슬라이드접촉면(11B)측에 위치하여 한쌍의 흡배포트(12,13)중 고압측으로 되는 포트에 따라서 배설되고, 이 밸브판(11)의 경전각이 커짐에 따라서 홈깊이가 깊어지는 오일홈(35)과, 상기 헤드케아싱(3)의 경전슬라이드명(15)측에 위치하여 이 오일홈(35)과 대응하도록 배설된 오일구멍(36)으로 이루어지고,이 오일구멍(36)으로부터 상기 밸브판(11)의 경전각에 따라서 고압으로 되는 베어링제어압을 도출하여, 상기 레이디얼정압베어링 (23)에 공급하는 구성으로 한 것을 특징으로 하는 용량가변형 사축식액압기계.
제 1항에 있어서, 상기 전압베어링은 스러스트베어링 (28)이고, 상기 가변스로틀수단(37)은 상기 밸브판(112)의 슬라이드접촉면(11B)측에 위치하여 한쌍의 흡배포트(12,13)중 고압측으로 되는 포트에 따라서 배설되고, 이 밸브판(11)의 경전각이 커짐에 따라서 홈깊이가 얕아지는 오일홈(38)과, 상기 헤드케이싱(3)의 경전슬라이드면(15)측에 위치하여 이 오일홈(38)과 대응하도록 배설된 오일구멍 (39)으로 이루어지고, 이 오일구멍(39)으로부터는 상기 밸브판(11)의 경전각에 따라서 저압으로 되는 베어링제어압을 도출하여, 상기 스러스트정압베어링(28)에 공급하는 구성으로 한 것을 특징으로 하는 용량가변형 사축식액압기계.
제 2항 또는 제 3항에 있어서, 상기 밸브판(11)에 형성한 오일홈(35,38)은 홈깊이가 최대로 되는 측을 고압측포트와 연통시켜서 이루어지는 것을 특징으로 하는 용량가변형 사축식액압기계.
제 1항에 있어서, 상기 정압베어링은 레이디얼정압베어링(23)이고, 상기 가변스로틀수단(51)은 상기 헤드케이싱(3)의 경전슬라이드면(15)측에 위치하여 한쌍의 흡배통로중 고압측으로 되는 통로측에 배설되고, 상기 밸브판(11)의 경전각이 커짐에 따라서 홈깊이가 깊어지는 오일홈(52)과, 상기 밸브판(11)의 슬라이드 접촉면(11B)측에 위치하여 이 오일홈(52)과 대응하도록 배설되고, 한쌍의 흡배포트중 고압측으로 되는 포트와 연통된 오일구멍(53)으로 이루어지고, 상기 오일홈(52)으로부터는 상기 밸브판(11)의 경전각에 따라서 고압으로 되는 베어링제어압을 도출하여, 상기 레이디얼정압베어링(23)에 공급하는 구성으로 한 것을 특징으로 하는 용량가변형 사축식액압기계.
제 1항에 있어서, 상기 정압베어링은 스러스트정압베어링(28)이고, 상기 가변스로틀수단(54)은 상기 헤드케이싱(3)의 경전슬라이드면(15)측에 위치하여 한쌍의 흡배통로중 고압측으로 되는 통로측에 배설되고, 상기 밸브판(11)의 경전각이 커짐에 따라서 홈깊이가 얕아지는 오일홈(55)과, 상기 밸브판(11)의 슬라이드 접촉면(11B)측에 위치하여 이 오일홈(55)과 대응하도록 배설되고, 한쌍의 흡배포트중 고압측으로 되는 포트와 연통된 오일구멍(56)으로 이루어지고, 상기 오일홈(55)으로부터는 상기 밸브판(11)의 경전각에 따라서 저압으로 되는 베어링제어압을 도출하여, 상기 스러스트정압베어링(28)에 공급하는 구성으로 한 것을 특징으로 하는 용량가변형 사축식액압기계.
제 5항 또는 제 6항에 있어서, 상기 헤드케이싱(3)에 형성한 오일홈(52,55)에는 홈깊이가 최대로 되는 측에 베어링제어압 도출용의 유로를 형성하여 이루어지는 것을 특징으로 하는 용량가변형 사축식액압기계.
흡배통로를 가진 헤드케이싱 (3)이 설치된 통형의 케이싱 (1)과, 이 케이싱 (1)의 회전자재로 설치되고, 이 케이싱(1)내에의 삽입측선단부가 드라이브디스크(6)로 된 회전축(5)과, 상기 케이싱내에 배설되고, 축방향으로 복수의 실린더(9)가 뚫어설치된 실린더블록(8)과, 이 실린더블록(8)의 각 실린더(9)에 왕복동가능하게 설치되고, 일단측이 상기 드라이브디스크(6)에 요동자재로 지지된 복수의 피스톤(10)과, 한쌍의 흡배포트(12,13)를 가지고, 일측단면이 상기 실린더블록(8)과 슬라이드접촉하는 전환면(11A)으로 되고, 타측단면이 상기 헤드케인싱의 경전슬라이드면에 경전가능하게 슬라이드접촉하는 슬라이드접촉면(11B)으로된 밸브판(11)과, 상기 실린더블록(8)과 함께 이 밸브판(11)을 경전시키는 경전기구(18)과, 상기 드라이브디스크(6)에 작용하는 레이디얼방향 또는 스러스트방향의 유입반력중 최소한 한쪽의 하중을 받기 위하여, 이 드라이브디스크(6)와 케이싱 (1)과의 사이에 위치하여 설치된 레이디얼정압베어링 (23)과 스러스트정압베어링 (28)중 최소한 한쪽의 정압베어링 (23,28)으로 이루어지는 용량가변형 사축식 액압기계에 있어서, 상기 경전기구(18)에 의한 상기 실린더블록(8)의 경전각을 검출하는 센서 (71)와, 상기 한쌍의 흡배통로중 고압측으로 되는 통로의 압력을 도출하여, 상기 정압베어링(23,28)에 공급하는 오일통로(75,76)와, 이 오일통로(75,76)의 도중에 배설되고, 상기 센서(71)로부터 입력되는 경전각신호에 따라서 압력을 제어하는 제어밸브(77,78)를 배설한 것을 특징으로 하는 용량가변형 사축식액압기계.
제 8항에 있어서, 상기 정압베어링은 레이디얼정압베어링 (23)이고, 상기 제어밸브는 경전각이 커짐에 따라서 베어링제어압을 높이는 전자(電磁)비례제어밸브(77)인 것을 특징으로 하는 용량가변형 사축식액압기계.
제 8항에 있어서, 상기 정압베어링은 스러스트전압베어링(28)이고, 상기 제어밸브는 경전각이 커짐에 따라서 베어링제어압을 내리는 전자비례감압밸브(78)인 것을 특징으로 하는 용량가변형 사축식액압기계.