WO2014136214A1 - 油圧機械及び再生エネルギー発電装置 - Google Patents

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WO2014136214A1
WO2014136214A1 PCT/JP2013/056101 JP2013056101W WO2014136214A1 WO 2014136214 A1 WO2014136214 A1 WO 2014136214A1 JP 2013056101 W JP2013056101 W JP 2013056101W WO 2014136214 A1 WO2014136214 A1 WO 2014136214A1
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cam
hydraulic
cylinder
point
piston
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PCT/JP2013/056101
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English (en)
French (fr)
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宏泰 落合
佐々木　将志
ドットソン・ヘンリー
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三菱重工業株式会社
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Publication date
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    • Y02E10/70—Wind energy
    • Y02E10/72—Wind turbines with rotation axis in wind direction

Definitions

  • the present disclosure relates to a hydraulic machine and a renewable energy power generation apparatus including the hydraulic machine.
  • Patent Document 1 discloses a radial piston hydraulic machine that functions as a drive train for a wind turbine generator.
  • the radial piston hydraulic machine described in Patent Document 1 includes a piston that reciprocates in a cylinder, a roller attached to the piston, and a cam having a cam surface formed by a plurality of lobes.
  • Patent Document 1 discloses that a hydraulic chamber of a radial piston hydraulic machine is disposed at an angle of about 10 degrees with respect to the radial direction.
  • Patent Document 1 describes that a hydraulic chamber of a radial piston hydraulic machine is arranged to be inclined by about 10 degrees with respect to the radial direction, but a specific method for determining the inclination angle of the hydraulic chamber is disclosed. There is no disclosure.
  • An object of at least one embodiment of the present invention is to provide a hydraulic machine capable of reducing the influence of side forces and a renewable energy power generation apparatus including the same.
  • a hydraulic machine includes: A radial piston type hydraulic machine, At least one cylinder; At least one piston slidably provided in each of the at least one cylinder; The cam surface is formed by a plurality of lobes arranged along the circumferential direction of the hydraulic machine, and is configured to be rotatable so that the plurality of lobes move in the circumferential direction relative to the pistons.
  • Each of the at least one piston is rotatably engaged with at least one roller abutting against the cam surface;
  • the angle between the central axis of each cylinder and the first straight line connecting the center of each of the rollers and the center of the cam when each of the rollers is in contact with the apex of the lobe is X.
  • X The angle between the central axis of each cylinder and the first straight line connecting the center of each of the rollers and the center of the cam when each of the rollers is in contact with the apex of the lobe.
  • a side force that is a component in a direction perpendicular to the cylinder central axis of the load along the normal direction of the cam surface at a contact point with the roller acts on the piston of the hydraulic machine from the cam via the roller. Since the normal direction of the cam surface at that position differs depending on the contact position of the roller with the cam surface, the size of the side force varies while the roller moves between the bottom point and the apex of the lobe. Therefore, the contact position of the roller on the cam surface where the side force is maximum exists between the bottom point and the apex of the lobe. Further, the size of the side force varies depending on the direction of the cylinder central axis.
  • the cylinder is not inclined with respect to the radial direction and the cylinder central axis and the radial direction are parallel, when the roller is positioned on the inflection point of the cam surface, the normal direction of the cam surface and the cylinder center
  • the absolute value of the side force is maximized with the maximum angle between the axes.
  • the angle between the normal line at the inflection point on the cam surface and the cylinder center axis decreases, and the roller is in contact with the inflection point on the cam surface. The side force at will decrease.
  • the angle between the cam surface normal and the cylinder center axis is maximized near the lobe apex, and the absolute value of the side force is maximized near the lobe apex. It becomes.
  • the size of the side force and the contact position of the roller on the cam surface where the absolute value of the side force is maximized change according to the inclination angle of the cylinder central axis with respect to the radial direction.
  • the first straight line is a straight line along the radial direction connecting the roller center and the cam center in a state where each roller is in contact with the apex of the lobe.
  • the second straight line is a straight line parallel to the radial direction connecting the inflection point on the cam surface and the cam center.
  • the angle X corresponds to the angle with respect to the radial direction of the cylinder center axis in a state where the roller is in contact with the apex of the lobe
  • the angle Y is the cylinder center axis in a state where the roller is in contact with the inflection point on the cam surface. It corresponds to the angle with respect to the radial direction. Accordingly, the cylinder is inclined at an appropriate inclination angle with respect to the radial direction, the peak value of the side force is reduced, and the influence of the side force can be reduced.
  • the hydraulic machine further comprises at least one hydrostatic pad provided on a piston surface of each piston facing each of the cylinders, the hydraulic machine comprising: A hydraulic pump configured to pressurize hydraulic fluid in a hydraulic chamber formed by each of the pistons, and each of the cylinders is arranged in the radial direction so as to satisfy a relationship of 0.5Y ⁇ X ⁇ Y.
  • the number of the static pressure pads in the first region on the upstream side in the rotational direction of the cam among the piston surfaces is m (where m is an integer equal to or greater than 1), When the number of the static pressure pads in the second region on the downstream side in the cam rotation direction is n (where n is an integer of 0 or more), the relationship of m ⁇ n is satisfied.
  • the normal direction of the cam surface differs depending on the contact position of the roller with the cam surface, so the cam surface normal is between the bottom point and the apex of the lobe.
  • There is a reference point Z ref whose direction coincides with the cylinder central axis. At this reference point Z ref , no side force is generated because the normal direction of the cam surface coincides with the cylinder center axis.
  • the reference point Z ref is set.
  • the direction of the side force is reversed at the border. That is, while the roller moves between the bottom point and the apex of the lobe, the piston receives both a side force along the reverse direction of the cam rotation direction and a side force along the cam rotation direction.
  • the side force along the direction opposite to the cam rotation direction is mainly borne by m static pressure pads provided in the first region on the upstream side of the cam rotation direction on the piston surface.
  • the side force along the cam rotation direction is mainly borne by n static pressure pads provided in the second region downstream of the cam rotation direction on the piston surface.
  • the angle X of the cylinder center axis with respect to the substantially radial direction (first straight line) and the normal at the inflection point of the cam surface When the relationship of 0.5Y ⁇ X ⁇ Y is established between the angle Y with respect to the radial direction (second straight line), the peak value of the side force along the direction opposite to the cam rotation direction becomes relatively large. Therefore, by setting the number m of the static pressure pads in the first region to be equal to or greater than the number n of the static pressure pads in the second region, the side force along the direction opposite to the cam rotation direction having a relatively large peak value. Can be effectively received by the m static pressure pads in the first region.
  • the side force along the cam rotation direction having a relatively small peak value can be received by the n number of static pressure pads in the second region that are equal to or less than m.
  • the hydraulic machine further includes a plurality of static pressure pads provided on a piston surface of each piston facing each of the cylinders, and the hydraulic machine includes each of the cylinders and each of the pistons.
  • the hydraulic pump is configured to pressurize the hydraulic fluid in the hydraulic chamber formed by the piston of each of the cylinders, and each of the cylinders has a radial direction so as to satisfy a relationship of 0.5Y ⁇ X ⁇ Y.
  • the load capacity of the hydrostatic pad in the first region of the piston surface upstream of the cam rotation direction is the second of the piston surface downstream of the cam rotation direction of the cam surface. Higher than the load capacity of the hydrostatic pad in the region.
  • the cam rotation direction along the direction opposite to the cam rotation direction having a relatively large peak value was met. Can receive side forces effectively.
  • the side force along the cam rotation direction having a relatively small peak value can be received by the static pressure pad in the second region having a relatively small load capacity.
  • the static pressure pad area is increased to increase the load capacity of the static pressure pad, the amount of hydraulic oil supplied to the static pressure pad (the configuration in which the hydraulic oil in the hydraulic chamber is supplied to the static pressure pad) (The amount of hydraulic fluid leaking from the hydraulic chamber) increases, which can be a cause of a decrease in the performance of the hydraulic pump.
  • the load capacity of the static pressure pad in the second region less than the load capacity of the static pressure pad in the first region, the total amount of hydraulic oil supplied to both static pressure pads (the hydraulic oil from the hydraulic chamber) The amount of leakage of the hydraulic pump can be reduced and the performance degradation of the hydraulic pump can be suppressed.
  • the hydraulic machine further comprises at least one hydrostatic pad provided on a piston surface of each piston facing each of the cylinders, the hydraulic machine comprising: A hydraulic pump configured to pressurize hydraulic oil in a hydraulic chamber formed by each of the pistons, and each of the cylinders is arranged in the radial direction so as to satisfy a relationship of 0 ⁇ X ⁇ 0.5Y.
  • the number of the static pressure pads in the first region on the upstream side in the rotational direction of the cam among the piston surfaces is m (where m is an integer equal to or greater than 1),
  • n is an integer of 0 or more)
  • the hydraulic machine is a hydraulic pump, and the angle X with respect to the substantially radial direction (first straight line) of the cylinder central axis in a state where the roller is in contact with the apex of the lobe and the radial direction of the normal line at the inflection point of the cam surface (
  • the peak value of the side force along the cam rotation direction becomes relatively large. Therefore, by setting the number n of the static pressure pads in the second region to be equal to or greater than the number m of the static pressure pads in the first region, the side force along the cam rotation direction having a relatively large peak value is set in the second region. N static pressure pads can be effectively received.
  • the side force along the direction opposite to the cam rotation direction having a relatively small peak value can be received by the static pressure pads in the m first regions that are n or less.
  • the hydraulic machine further comprises at least one hydrostatic pad provided on a piston surface of each piston facing each of the cylinders, the hydraulic machine comprising:
  • Each of the cylinders is a hydraulic pump configured to increase the pressure of hydraulic oil in a hydraulic chamber formed by each of the pistons, and each cylinder has a circumferential position of a first end portion of the cylinder, the first end of the cylinder. The position of the second end of the cylinder closer to the cam in the radial direction of the hydraulic machine than the portion of the cylinder is shifted downstream in the rotational direction of the cam, and 0 ⁇ X ⁇ 0.5Y.
  • the load capacity of the hydrostatic pad in the first region of the piston surface upstream in the rotational direction of the cam is the front of the piston surface. Or less load capacity of the hydrostatic pads in the second region of the downstream side in the rotational direction of the cam.
  • the static pressure pad area is increased to increase the load capacity of the static pressure pad
  • the amount of hydraulic oil supplied to the static pressure pad (the configuration in which the hydraulic oil in the hydraulic chamber is supplied to the static pressure pad) (The amount of hydraulic fluid leaking from the hydraulic chamber) increases, which can be a cause of a decrease in the performance of the hydraulic pump. Therefore, by making the load capacity of the static pressure pad in the first region equal to or less than the load capacity of the static pressure pad in the second region, the total amount of hydraulic oil supplied to both static pressure pads (the hydraulic oil from the hydraulic chamber) The amount of leakage of the hydraulic pump can be reduced and the performance degradation of the hydraulic pump can be suppressed.
  • the hydraulic machine includes: a low-pressure oil line through which hydraulic oil flows; a high-pressure oil line through which hydraulic oil higher in pressure than the low-pressure oil line flows; and each of the cylinders and each of the pistons.
  • a low-pressure valve provided between the hydraulic chamber formed and the low-pressure oil line; and a high-pressure valve provided between the hydraulic chamber and the high-pressure oil line, the bottom point and the apex of the lobe
  • the point on the apex side of a pair of reference points on the cam surface where the normal line of the cam surface and the central axis of the cylinder coincide with each other is a first point
  • the low-pressure valve belonging to at least one of the hydraulic chambers has each of the rollers from the first point to the second point.
  • each of the rollers is configured to open after passing through the second point.
  • An open state is maintained in at least a part of a period from the point toward the second point, and each of the rollers is configured to close after passing the second point.
  • the low pressure valve is closed and the high pressure valve is opened during at least a part of the period in which the roller is positioned between the first point P 1 and the second point P 2 corresponding to the top dead center of the piston.
  • the direction of the side force is reversed while the roller moves from the bottom of the lobe to the vicinity of the apex. That is, while the roller moves between the bottom point and the apex of the lobe, the piston receives not only the side force along the reverse direction of the cam rotation direction but also the side force along the cam rotation direction.
  • the peak value of the side force along the cam rotation direction is reduced.
  • the peak value of the side force along the cam rotation direction can be reduced while ensuring the length of the working area on the cam surface.
  • the hydraulic machine is a hydraulic pump configured to pressurize the hydraulic fluid, and the low-pressure valve can contact the first seat and the first seat.
  • a normally open solenoid valve including a first biasing member for biasing to the opposite side, and the normally open solenoid valve belonging to at least one of the hydraulic chambers has a bottom dead center of each piston. The solenoids are excited and closed when each of the rollers is positioned in the vicinity of a third point, which is a point on the cam surface corresponding to, and each of the rollers passes through the first point from the third point.
  • the check valve includes a second seat, a second valve body capable of contacting the second seat, and a second urging member for urging the second valve body toward the second seat. The check valve is opened after each roller passes through the third point and the pressure difference of the hydraulic oil on both sides of the second valve body exceeds the urging force by the second urging member, The pressure difference is closed below the urging force before the roller reaches the fourth point. It is.
  • the condition for supplying lubricating oil to the piston surface is determined based on the change in the lubrication state of the piston surface of each piston facing each cylinder before and after each roller passes through the first point. You may decide.
  • each of the pistons includes a first portion having a pressure receiving surface that receives pressure from hydraulic oil in a hydraulic chamber formed by the cylinder and the piston, and the first portion. Is located near the cam and includes a second portion that engages with the roller, and a step is provided between the first portion and the second portion, and the rotation direction of the cam of the second portion Is greater than the diameter of the first portion. Thereby, the side force along the cam rotating direction can be received by the second portion of the piston and the cylinder inner wall surface facing the second portion.
  • each cylinder has a side force maximum value F 1 along the cam rotation direction and a side force maximum value F 2 along the opposite direction of the cam rotation direction. It is inclined relative to the radial direction so as to satisfy the relation of .8 ⁇ F 2 ⁇ F 1 ⁇ 1.2 ⁇ F 2.
  • the maximum value F 1 of the side force along the cam rotation direction and the maximum value F 2 of the side force along the direction opposite to the cam rotation direction are reduced in a balanced manner, effectively reducing the influence of the side force. it can.
  • a renewable energy device includes: At least one blade for receiving renewable energy; A hub to which the at least one blade is mounted; A hydraulic pump configured to be driven by rotation of the hub; A hydraulic motor configured to be driven by pressure oil generated by the hydraulic pump; A renewable energy power generator comprising a generator configured to be driven by the hydraulic motor, At least one of the hydraulic pump and the hydraulic motor is a radial piston hydraulic machine,
  • the radial piston type hydraulic machine includes at least one cylinder, at least one piston slidably provided in the at least one cylinder, and a plurality of lobes arranged along a circumferential direction of the hydraulic machine.
  • a cam having a formed cam surface and configured to be rotatable so that the plurality of lobes move in the circumferential direction relative to each of the pistons; and the at least one piston can rotate. And at least one roller abutting against the cam surface,
  • the angle between the central axis of each cylinder and the first straight line connecting the center of each of the rollers and the center of the cam when each of the rollers is in contact with the apex of the lobe is X.
  • a second straight line connecting the center of the cam and the inflection point.
  • the renewable energy power generation device is a wind power generation device configured to generate electric power from wind as the renewable energy.
  • the cylinder is inclined at an appropriate inclination angle with respect to the radial direction, the peak value of the side force is reduced, and the influence of the side force can be reduced.
  • FIGS. 5A to 5C are graphs showing examples of calculation results of the side force Fs under three conditions in which the inclination angle of the cylinder central axis with respect to the radial direction of the hydraulic machine is different. It is a figure for demonstrating the setting method of the inclination-angle with respect to the radial direction of the cylinder center axis
  • a wind power generator will be described as an example of a renewable energy power generator.
  • the present invention can also be applied to other renewable energy power generation devices such as tidal current power generation devices, ocean current power generation devices, and river current power generation devices.
  • an embodiment of a hydraulic machine having an outward cam will be mainly described.
  • the hydraulic machine may be provided with an inward cam. Also included in the embodiments of the present invention.
  • FIG. 1 is a diagram illustrating a wind turbine generator according to an embodiment.
  • the wind power generator 1 includes a rotor 3 including at least one blade 2 and a hub 4.
  • the hub 4 may be covered with a hub cover (spinner) 5.
  • a hydraulic pump 8 is connected to the rotor 3 via a rotating shaft 6.
  • a hydraulic motor 10 is connected to the hydraulic pump 8 via a high pressure oil line 12 and a low pressure oil line 14.
  • the outlet of the hydraulic pump 8 is connected to the inlet of the hydraulic motor 10 via the high-pressure oil line 12, and the inlet of the hydraulic pump 8 is connected to the outlet of the hydraulic motor 10 via the low-pressure oil line 14.
  • the hydraulic pump 8 is driven by the rotary shaft 6 to increase the pressure of the hydraulic oil and generate high-pressure hydraulic oil (pressure oil).
  • the pressure oil generated by the hydraulic pump 8 is supplied to the hydraulic motor 10 via the high-pressure oil line 12, and the hydraulic motor 10 is driven by this pressure oil.
  • the low-pressure hydraulic oil after the work is performed by the hydraulic motor 10 is returned again to the hydraulic pump 8 via the low-pressure oil line 14 provided between the outlet of the hydraulic motor 10 and the inlet of the hydraulic pump 8.
  • a generator 16 is connected to the hydraulic motor 10.
  • the generator 16 is a synchronous generator that is linked to the power system and driven by the hydraulic motor 10.
  • a nacelle 18 installed on the tower 19.
  • the hydraulic pump 8, the hydraulic motor 10, and the generator 16 are installed inside the nacelle 18.
  • At least one of the hydraulic pump 8 or the hydraulic motor 10 is a radial piston type hydraulic machine described below.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view along the radial direction of the hydraulic machine according to the embodiment.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view illustrating a structure around a cylinder of a hydraulic machine according to an embodiment.
  • the hydraulic machine 20 illustrated in FIG. 2 includes a plurality of cylinders 22, a plurality of pistons 24 provided in the cylinders 22, and rollers 26 provided on the pistons 24, respectively.
  • the hydraulic machine 20 further includes a rotating shaft 30 and a cam 32 configured to rotate with the rotating shaft 30.
  • an annular outward cam 32 is provided on the outer peripheral side of the rotating shaft 30, and a cylinder 22, a piston 24, and a roller 26 are further provided on the outer peripheral side of the outward cam 32.
  • the outward cam refers to a cam having a cam surface in contact with the roller 26 on the outer peripheral side.
  • an annular inward cam 32 is provided on the inner peripheral side of the rotary shaft 30, and a cylinder 22, a piston 24, and a roller 26 are disposed on the inner peripheral side of the inward cam 32.
  • the inward cam is a cam having a cam surface in contact with the roller 26 on the inner peripheral side.
  • the plurality of cylinders 22 are arranged in the circumferential direction of the hydraulic machine 20 in the cylinder block 21.
  • the cylinder 22 is formed by a cylinder sleeve 23 inserted into a sleeve hole 21 ⁇ / b> H of the cylinder block 21.
  • the cylinder 22 is formed directly on the cylinder block 21 without using the cylinder sleeve 23.
  • the cylinder block 21 may be divided into a plurality of segments 21S in the circumferential direction of the hydraulic machine 20. In the exemplary embodiment shown in FIGS.
  • a plurality of segments 21 ⁇ / b> S having a pair of cylinders 22 are arranged in the circumferential direction of the hydraulic machine 20, and an annular cylinder block 21 is formed by these segments 21 ⁇ / b> S. .
  • Each cylinder 22 is disposed to be inclined with respect to the radial direction R of the hydraulic machine 20, and the central axis C of the cylinder 22 is inclined with respect to the radial direction R of the hydraulic machine 20.
  • the hydraulic machine 20 is a hydraulic pump, and as shown in FIGS. 2 and 3, the circumferential position of one end (first end) far from the cam 32 of the cylinder 22 is the other end close to the cam 32.
  • Each cylinder 22 is disposed to be inclined with respect to the radial direction R so as to be shifted downstream in the cam rotation direction from the circumferential position of the (second end).
  • each cylinder 22 is arranged to be inclined with respect to the radial direction R so as to be shifted to the upstream side in the cam rotation direction from the direction position.
  • the inclination angle of the central axis C of the cylinder 22 with respect to the radial direction R will be described in detail later.
  • Each piston 24 is slidably provided in each cylinder 22.
  • Each piston 24 is guided by each cylinder 22 and reciprocates between a bottom dead center and a top dead center along the center axis C of the cylinder 22.
  • the volume of the hydraulic chamber 25 surrounded by each cylinder 22 and each piston 24 changes periodically.
  • the motion mode is converted between the reciprocating motion of the piston 24 accompanied with the periodic volume change of the hydraulic chamber 25 and the rotational motion of the cam 32.
  • the hydraulic machine 20 is the hydraulic pump 8
  • the rotational movement of the cam 32 that rotates together with the rotary shaft 30 of the hydraulic machine 20 is converted into the reciprocating movement of the piston 24, and a periodic volume change of the hydraulic chamber 25 occurs.
  • High pressure hydraulic oil pressure oil
  • the hydraulic machine 20 is the hydraulic motor 10
  • the reciprocating motion of the piston 24 occurs due to the introduction of the pressure oil into the hydraulic chamber 25, and this reciprocating motion is converted into the rotational motion of the cam 32.
  • the rotary shaft 30 of the hydraulic machine 20 rotates.
  • the cam 32 functions to convert energy between the rotational energy (mechanical energy) of the rotary shaft 30 of the hydraulic machine 20 and the fluid energy of the hydraulic oil, so that the hydraulic machine 20 serves as the hydraulic pump 8 or the hydraulic motor 10. It has come to fulfill its intended role.
  • Each roller 26 is engaged with each piston 24 so as to be rotatable around the roller rotation axis A, and is in contact with the cam surface 33 of the cam 32.
  • the cam 32 rotates around the cam center O (the central axis of the hydraulic machine 20) together with the rotary shaft 30, each roller 26 travels on the cam surface 33 of the cam 32 while rotating around the roller rotation axis A.
  • the cam surface 33 of the cam 32 is formed by a plurality of lobes 34 arranged along the circumferential direction of the hydraulic machine 20. Each lobe 34 protrudes toward the cylinder 22. Each lobe 34 is formed by a smooth curve that passes through a pair of bottom points 38 and a vertex 36 located between the pair of bottom points 38.
  • the apex 36 and the bottom point 38 of the lobe 34 are positions on the cam surface 33 where the distance from the central axis (cam center) O of the hydraulic machine 20 is the maximum or minimum, and the apex 36 is more cylinder 22 than the bottom point 38. Located closer.
  • lobes 34 36 coincides with the point on the cam surface 33 corresponding to the top dead center in the period of the reciprocating motion of the piston 24 (the second point P 2 to be described later).
  • the bottom point 38 of the lobe 34 coincides with a point (a third point P 3 described later) on the cam surface 33 corresponding to the bottom dead center in the cycle of the reciprocating motion of the piston 24.
  • the cylinder 22 is disposed on the outer peripheral side of the outward cam 32, and the distance from the central axis O of the outward cam 32 is maximized at the apex 36 of the lobe 34.
  • the distance from the central axis O is the minimum at the bottom point 38 of the lobe 34.
  • the distance from the central axis O of the inward cam to the cam surface 33 at the apex 36 of the lobe 34 is minimized, and the lobe 34
  • the distance from the center axis O of the inward cam to the cam surface 33 is the maximum at the bottom point 38. It should be noted that the normal line of the cam surface 33 coincides with the radial direction R at the apex 36 and the bottom point 38 of each lobe 34.
  • the hydraulic machine 20 includes a low pressure valve 40 provided between each hydraulic chamber 25 and the low pressure oil line 14, and each hydraulic chamber 25 and the high pressure oil line 12. And a high-pressure valve 50 provided therebetween.
  • the hydraulic machine 20 is a hydraulic pump
  • the low pressure valve 40 is used to supply low pressure hydraulic oil from the low pressure oil line 14 to the hydraulic chamber 25, and the high pressure valve 50 is high pressure hydraulic oil generated in the hydraulic chamber 25. Is supplied to the high-pressure line 12.
  • FIG. 3 the hydraulic machine 20 is a hydraulic pump
  • the low pressure valve 40 includes a first seat 41, a first valve body 42 that can contact the first seat 41, a first stem 44 coupled to the first valve body 42, A solenoid 46 configured to generate a magnetic force for driving the first stem 44, and a first biasing member 48 for biasing the first valve body 42 to the opposite side of the first seat 41.
  • a normally open solenoid valve may be included. In this case, if the solenoid 46 is excited, the first stem 44 moves against the urging force of the first urging member 48 due to the magnetic force of the solenoid 46, the first valve body 42 contacts the first seat 41, and the low pressure The valve 40 is closed.
  • the high-pressure valve 50 includes a second seat 51, a second valve body 52 that can contact the second seat 51, and the second valve A check valve including a second urging member 58 for urging the body 52 toward the second seat 51 may be used.
  • the second valve body 52 is moved to the second seat by the pressure difference. Apart from 51, the high-pressure valve 50 is opened. Further, if the pressure difference between both sides of the second valve body 52 is smaller than the urging force by the second urging member 58, the second valve body 52 abuts on the second seat 51 by the urging force by the second urging member 58, The high pressure valve 50 is closed.
  • the second valve body 52 may be a spherical valve body as shown in FIG. The opening / closing timing of the low pressure valve 40 and the high pressure valve 50 will be described in detail later.
  • FIG. 4 is a diagram for explaining the principle of side force generation.
  • FIGS. 5A to 5C are graphs showing examples of calculation results of the side force Fs under three conditions in which the inclination angles of the cylinder central axis C with respect to the radial direction R are different.
  • FIG. 6 is a view for explaining the principle of setting the tilt angle with respect to the radial direction R of the cylinder central axis C according to one embodiment.
  • the hydraulic machine 20 When the hydraulic machine 20 is a hydraulic pump, when the roller 26 is positioned on the working area 34A of the cam surface 33, the piston 24 is basically moving from the bottom dead center toward the top dead center. The pressure of the hydraulic oil in the chamber 25 is high. In contrast, when the roller 26 is positioned on the breathing region 34B of the cam surface 33, the piston 24 is basically moving from the top dead center toward the bottom dead center, and the hydraulic oil in the hydraulic chamber 25 is moved. The pressure of is low.
  • the working area 34 ⁇ / b> A is an area downstream of the apex 36 in the cam rotation direction of each lobe 34, and a breathing area.
  • Reference numeral 34B denotes a region of each lobe 34 on the upstream side of the apex 36 in the cam rotation direction.
  • the hydraulic machine 20 is a hydraulic motor
  • the roller 26 when the roller 26 is positioned on the working area 34A of the cam surface 33, the piston 24 is basically moving from the top dead center toward the bottom dead center.
  • the pressure of the hydraulic oil in the hydraulic chamber 25 is high.
  • the piston 24 when the roller 26 is positioned on the breathing region 34B of the cam surface 33, the piston 24 is basically moving from the bottom dead center toward the top dead center, and the hydraulic oil in the hydraulic chamber 25 is moved. The pressure of is low.
  • the working area 34A is an area upstream of the apex 36 in the cam rotation direction among the lobes 34
  • the breathing area 34B is the area of each lobe 34. Of these, it is an area downstream of the apex 36 in the cam rotation direction.
  • the pressure of the hydraulic oil in the hydraulic chamber 25 during the period in which the roller 26 is located on the working area 34 is 300 to 300. While the pressure is 400 bar, the pressure of the hydraulic oil in the hydraulic chamber 25 during the period in which the roller 26 is positioned on the breathing region 34B is several bar, and there is a large gap between the two.
  • the positions of the transition points (the third point P 3 and the fourth point P 4 described later with reference to FIG. 9) between the working region 34A and the breathing region 34B are the inclination angle of the cylinder center axis C with respect to the radial direction R,
  • the opening / closing timing of the low-pressure valve 40 and the high-pressure valve 50, the shape of the cam 32 and the roller 26, and the like may vary.
  • the transition points P 3 and P 4 between the working region 34A and the breathing region 34B are located on the cam surface 33 corresponding to the top dead center and bottom dead center of the piston 24 (the apex 36 of the lobe 34). And the base point 38) or the vicinity thereof.
  • upstream start point P 3 in the working area 34A is set slightly displaced position on the upstream side of the cam rotation direction from the position on the cam surface 33 corresponding to the top dead center of the piston 24 (the apex 36 of the lobe 34)
  • end point P 4 of the working area 34A is set slightly shifted positions on.
  • breathing process suction stroke; Intake Stroke
  • the working step of the hydraulic chamber 25 Exhaust Stroke
  • the roller 26 is lobe roller 26 immediately after passing through the vertex 36 of the 34 working step of the hydraulic chamber 25 reaches the transition point P 4 is completed, breathing process of the hydraulic chamber 25 is started.
  • the resultant force of the pressing force along the central axis C of the cylinder 22 and the inertial force caused by a very large pressure in the hydraulic chamber 25 is F.
  • a load F / cos ⁇ along the normal direction of the cam surface 33 acts on the contact point Z of the 33 with the roller 26.
  • a component of the load F / cos ⁇ in a direction perpendicular to the central axis C of the cylinder 22 is F ⁇ tan ⁇ , and a side force Fs as a reaction force acts on the piston 24 from the cam 32 via the roller 26.
  • the cam surface 33 is a curve that passes through the bottom point 38 and the apex 36 of the lobe 34 that is the maximum diameter point and the minimum diameter point of the cam 32, so The normal direction of the surface 33 is different. This means that the magnitude of the side force Fs varies while the roller 26 moves between the bottom point 38 and the apex 36 of the lobe 34. Therefore, a contact point on the cam surface 33 where the side force Fs is maximum exists between the bottom point 38 and the vertex 36 of the lobe 34.
  • the roller 26 is placed at the inflection point Z inf on the working area 34A of the cam surface 33.
  • the angle ⁇ between the normal direction of the cam surface 33 and the central axis C of the cylinder 22 is maximized, and the absolute value of the side force Fs is maximized.
  • the magnitude of the side force Fs and the position of the contact point Z on the cam surface 33 where the absolute value of the side force Fs is maximum change according to the inclination angle of the cylinder center axis C with respect to the radial direction R.
  • FIG. 5A shows an example of the calculation result of the side force Fs in the case 1 in which the inclination amount of the cylinder central axis C with respect to the radial direction R is the smallest.
  • FIG. 5B shows an example of the calculation result of the side force Fs in the case 2 in which the inclination amount of the cylinder central axis C with respect to the radial direction R is intermediate.
  • FIG. 5C shows an example of the calculation result of the side force Fs in the case 3 in which the inclination amount of the cylinder central axis C with respect to the radial direction R is the largest.
  • the horizontal axis indicates the position of the contact point Z on the cam surface 33
  • the vertical axis in FIGS. 5A to 5C indicates the magnitude of the side force Fs. Show. 5A to 5C, the side force Fs along the cam rotation direction is a negative value, and the side force Fs along the opposite direction of the cam rotation direction is a positive value.
  • the normal direction of the cam surface 33 differs depending on the position of the contact point Z with respect to the cam surface 33 of the roller 26. Therefore, as shown in FIGS. 5A to 5C, the angle between the normal direction of the cam surface 33 and the cylinder center axis C during the period in which the roller 26 is positioned on the working region 34A of the cam surface 33.
  • the side force Fs is almost zero because the pressure in the hydraulic chamber 25 is small, and there is no significant fluctuation.
  • a reference point Z ref (first point P 1 ) in which the normal direction of the cam surface 33 coincides with the cylinder center axis C exists between the bottom point 38 and the apex 36 of the lobe 34 on the working region 34A. To do. At this reference point Z ref (first point P 1 ), the normal direction of the cam surface 33 and the cylinder center axis C coincide with each other, so no side force Fs is generated. In addition, since the inclination direction of the normal line of the cam surface 33 with respect to the cylinder center axis C is opposite on both sides of the reference point Z ref (first point P 1 ) on the cam surface 33, the low pressure valve 40 and the high pressure valve 50 are opened and closed.
  • FIGS. 5A to 5C the sign of the side force Fs changes from negative to positive before and after the reference point Z ref .
  • FIGS. 5A to 5C it seems that there is only one reference point Z ref located between the inflection point Z inf and the vertex 36 of the lobe 34.
  • the reference point Z ref near the bottom point 38 is not conspicuous because it is included in the breathing region 34B.
  • each cylinder 22 has a maximum side force magnitude F 1 along the rotational direction of the cam 32 and a maximum side force magnitude F along the opposite direction of the cam 32 rotational direction. 2 are arranged to be inclined with respect to the radial direction R so as to satisfy the relationship of 0.8 ⁇ F 2 ⁇ F 1 ⁇ 1.2 ⁇ F 2 .
  • the side force maximum value F 1 along the cam rotation direction and the side force maximum value F 2 along the opposite direction of the cam rotation direction are reduced in a balanced manner, effectively reducing the influence of the side force. it can.
  • the cylinder 22 is inclined with respect to the radial direction R so that the angle Y between the normal line N of the cam surface at the inflection point Zinf and the second straight line L2 satisfies the relationship 0 ⁇ X ⁇ Y. .
  • the cylinder is inclined and arranged at an appropriate inclination angle with respect to the radial direction R, the peak values F 1 and F 2 of the side force Fs are reduced, and the influence of the side force Fs can be reduced.
  • the first straight line L1 is a straight line connecting the roller central axis A and the cam center O in a state where the roller 26 is in contact with the apex 36 of the lobe 34 and is along the radial direction of the hydraulic machine 20.
  • the second straight line L ⁇ b> 2 is a straight line connecting the cam center O and the inflection point Z inf, and is parallel to the radial direction of the hydraulic machine 20. Therefore, the angle X corresponds to an angle with respect to the radial direction R of the cylinder center axis C in a state where the roller 26 is in contact with the apex 36 of the lobe 34, and the angle Y is an inflection point Z inf of the cam surface 33.
  • the specific value of the angle X may be any numerical value as long as the inequality 0 ⁇ X ⁇ Y is satisfied.
  • the angle X may be set to 1 degree or more and 44 degrees or less.
  • the piston 24 may have the following configuration in addition to the inclined arrangement of the cylinder 22 with respect to the radial direction R.
  • FIG. 7 is a perspective view of a configuration around a piston according to an embodiment.
  • each piston 24 has a first portion 110 having a pressure receiving surface 108 that receives pressure from hydraulic oil in the hydraulic chamber 25, and is positioned closer to the cam 32 than the first portion 110.
  • a second portion 120 that engages the roller 26.
  • a step 130 is provided between the first portion 110 and the second portion 120 of the piston 24, and the width W 2 of the second portion 120 along the rotation direction of the cam 32 is the diameter D 1 of the first portion 110. Bigger than.
  • the surface area of the second portion 120 of the piston 24 increases, and therefore, the side force Fs along the cam rotation direction between the second portion 120 of the piston 24 and the inner wall surface of the cylinder 22 facing the second portion 120. Can receive.
  • At least one static pressure pad 100 is provided on the piston surface 24S of each piston 24 facing each cylinder 22.
  • the static pressure pad 100 includes an annular groove 106 that communicates with the hydraulic chamber 25 via internal flow paths 102 and 104 formed in the piston 24, and a land 107 that is surrounded by the annular groove 106.
  • High-pressure hydraulic oil in the hydraulic chamber 25 is supplied to the annular groove 106 via the internal flow paths 102 and 104.
  • the hydraulic oil supplied to the annular groove 106 enters the gap between the piston surface 24S and the inner wall surface of the cylinder 24, and increases the pressure in the gap. Thereby, the side force acting between the piston 24 and the cylinder 22 can be countered, and wear of the piston 24 and the cylinder 22 can be reduced.
  • FIGS. 8A and 8B are diagrams showing the configuration of the static pressure pad 100 according to the embodiment.
  • the cam rotation direction of the piston surface 24S is the number of static pressure pads 100 in the first region 200 on the upstream side (where m is an integer equal to or greater than 1) is the number of static pressure pads 100 in the second region 210 downstream of the piston surface 24S in the cam rotation direction. It is set to n (where n is an integer of 0 or more) or more. In the exemplary embodiment shown in FIG. 8A, the number m of the static pressure pads 100 in the first region 200 is 1, and the number n of the static pressure pads 100 in the second region 210 is zero.
  • the side force along the direction opposite to the cam rotation direction is mainly borne by the m static pressure pads 100 provided in the first region 200 on the upstream side of the cam rotation direction on the piston surface 24S.
  • the side force along the cam rotation direction is mainly borne by the n static pressure pads 100 provided in the second region 210 of the piston surface 24S on the downstream side in the cam rotation direction.
  • the cam rotation direction is relatively opposite to the cam rotation direction having a relatively large peak value.
  • the side force along the line can be effectively received by the m static pressure pads 100 in the first region 200.
  • the side force along the cam rotation direction having a relatively small peak value can be received by the n hydrostatic pads 100 in the n second regions 210 that are not more than m.
  • the cam surface direction of the piston surface 24S The load capacity of the static pressure pad 100 in the first area 200 on the upstream side is set higher than the load capacity of the static pressure pad 100 in the second area 210 on the downstream side in the cam rotation direction of the piston surface 24S.
  • the static pressure pad 100 in the first region 200 may have a larger area than the static pressure pad 100 in the second region 210.
  • the load capacity of the static pressure pad 100 in the first region 200 to be higher than the load capacity of the static pressure pad 100 in the second region 210, it is opposite to the cam rotation direction having a relatively large peak value.
  • the side force along the direction can be effectively received.
  • the side force along the cam rotation direction having a relatively small peak value can be received by the static pressure pad 100 in the second region 210 having a relatively small load capacity. For example, if the load capacity of the static pressure pad 100 is increased by increasing the area of the static pressure pad 100, the amount of hydraulic oil supplied to the static pressure pad 100 (the amount of hydraulic oil leaked from the hydraulic chamber 25). Increases, which may contribute to a decrease in the performance of the hydraulic pump.
  • the cam rotation direction of the piston surface 24S is the number of static pressure pads 100 in the first region 200 on the upstream side (where m is an integer equal to or greater than 1) is the number of static pressure pads 100 in the second region 210 downstream of the piston surface 24S in the cam rotation direction. It is set to n or less (where n is an integer of 0 or more). In the exemplary embodiment shown in FIG. 8B, the number m of the static pressure pads 100 in the first region 200 is zero, and the number n of the static pressure pads 100 in the second region 210 is one.
  • the side force along the direction opposite to the cam rotation direction having a relatively small peak value can be received by the m hydrostatic pads 100 in the first region 200 that are n or less.
  • the cam surface direction of the piston surface 24S The load capacity of the static pressure pad 100 in the first area 200 on the upstream side is set to be equal to or less than the load capacity of the static pressure pad 100 in the second area 210 on the downstream side in the cam rotation direction of the piston surface 24S.
  • the static pressure pad 100 in the second region 210 may have a larger area than the static pressure pad 100 in the first region 200.
  • the load capacity of the static pressure pad 100 in the second region 210 is set to be equal to or higher than the load capacity of the static pressure pad 100 in the first region 200, the side along the cam rotation direction having a relatively large peak value.
  • the force can be received effectively.
  • the side force along the direction opposite to the cam rotation direction having a relatively small peak value can be received by the static pressure pad 100 in the first region 200 having a relatively small load capacity.
  • the load capacity of the static pressure pad 100 is increased by increasing the area of the static pressure pad 100, the amount of hydraulic oil supplied to the static pressure pad 100 (the amount of hydraulic oil leaked from the hydraulic chamber 25). Increases, which may contribute to a decrease in the performance of the hydraulic pump.
  • the load capacity of the static pressure pad 100 in the first region 200 is set to be equal to or less than the load capacity of the static pressure pad 100 in the second region 210, the total amount of hydraulic oil supplied to the static pressure pad 100 in both regions.
  • the opening / closing timing of the low pressure valve 40 and the high pressure valve 50 when the hydraulic machine 20 is a hydraulic pump will be described.
  • the valve opening / closing timing described below may be applied only to the low pressure valve 40 and the high pressure valve 50 belonging to some of the hydraulic chambers 25.
  • the hydraulic machine 20 determines the ratio between the number of hydraulic chambers 25 (active chambers) that contribute to the generation of high-pressure hydraulic oil and the number of hydraulic chambers 25 (non-active chambers) that do not contribute to the generation of high-pressure hydraulic oil. It may be designed to adjust the displacement volume by changing.
  • each hydraulic chamber 25 may be determined for each cycle of the reciprocating motion of the piston 24 so as to obtain a desired displacement volume of the hydraulic machine 20.
  • FIG. 9 is a chart showing opening and closing timings of the low pressure valve 40 and the high pressure valve 50 according to the embodiment.
  • the horizontal axis in FIG. 9 is the position of the contact point Z on the cam surface 33
  • the vertical axis in FIG. 9 is the piston position, the open / close state of the high pressure valve 50, the excited state and open / close state of the low pressure valve 40, and the hydraulic chamber 25. This is the pressure of the hydraulic oil inside.
  • the first point P 1 is a pair on the cam surface 33 that is located between the bottom point 38 and the apex 36 of the lobe 34 and whose normal to the cam surface 33 coincides with the cylinder center axis C.
  • the second point P 2 is a point on the cam surface 33 corresponding to the top dead center of the piston 24 (TDC)
  • the third point P 3 is This is the starting point of the working area 34A (see FIG. 4).
  • the low pressure valve 40 is closed when the roller 26 is positioned on the working area 34A of the cam surface 33 and is opened when the roller 26 is positioned on the breathing area 34B of the cam surface 33.
  • the roller 26 is closed is maintained in at least a portion of the period extending from the first point P 1 to the second point P 2, so that the roller 26 is opened after passing through the second point P 2 Configured.
  • the low-pressure valve 40 is a normally open solenoid valve including a first seat 41, a first valve body 42, a first stem 44, a solenoid 46, and a first biasing member 48, as shown in FIG. is there. In this case, as shown in FIG.
  • the solenoid 46 is closed is energized when the roller 26 is positioned near the third point P 3, the roller 26 through the third point P 3 of the first point P 1 closed state may be maintained when towards the second point P 2. Further, when the roller 26 reaches the fourth point P 4 (the end point P 4 of the working region 34A) opposite to the first point P 1 across the second point P 2 , both sides of the first valve element 42 are disposed. opened the pressure differential of the hydraulic fluid exceeds the biasing force of first biasing member 48, the state may be is maintained opened when the roller 26 is directed from the fourth point P 4 to the third point P 3 .
  • the high-pressure valve 50 is basically opened when the roller 26 is positioned on the working area 34 ⁇ / b> A of the cam surface 33 and is closed when the roller 26 is positioned on the breathing area 34 ⁇ / b> B of the cam surface 33.
  • the high pressure valve 50, the roller 26 is maintained in an open state at least part of the period extending from the first point P 1 to the second point P 2, the roller 26 is a second point P 2 Configured to close after passing.
  • the high-pressure valve 50 includes a second seat 51, a second valve body 52 that can contact the second seat 51, and the second valve body 52 as the second seat 51. And a second biasing member 58 for biasing to the side.
  • the high pressure valve 50 is configured so that the pressure difference between the hydraulic oils on both sides of the second valve body 52 after the roller 26 passes the third point P 3 is the urging force by the second urging member 58.
  • the roller 26 is configured so that the pressure difference before reaching the fourth point P 4 is closed below the biasing force of the second biasing member 58.
  • valve 40 is closed, by closing the high pressure valve 50 is opened to low pressure valve 40 after the second point P 2 passing roller 26, the apex roller 26 from the bottom point 38 of lobes 34 While moving to the vicinity of 36, the direction of the side force Fs is reversed. That is, while the roller 26 moves between the bottom point 38 and the apex 36 of the lobe 34, the piston 24 not only has a side force along the direction opposite to the cam rotation direction but also a side force along the cam rotation direction.
  • the peak value F 1 side force along the cam rotation direction is reduced.
  • the side force peak value F 1 along the cam rotation direction is ensured while ensuring the length of the working region 34A of the cam surface 33. Can be reduced.
  • lubrication of the piston surface 24S is greatly changed in the first point before and after passage of the P 1 of the roller 26.
  • the flow of the lubricating oil between the piston surface 24S and the inner wall surface of the cylinder 22 is promoted. Therefore, based on changes in the lubrication of the piston surface 24S of the first point before and after passage of the P 1 of roller 26 may determine the supply condition of the lubricating oil to the piston surface 24S.
  • a relationship of 0 ⁇ X ⁇ Y is established between the angle N of the normal line N to the second straight line L2 in inf .
  • the first straight line L1 is a straight line (straight line along the radial direction R) connecting the roller center A and the cam center O in a state where each roller 26 is in contact with the apex 36 of the lobe 34.
  • the second straight line L2 is a straight line parallel to the radial direction R connecting the inflection point Z inf on the cam surface 33 and the cam center O. That is, the angle X corresponds to the angle with respect to the radial direction R of the cylinder center axis C in a state where the roller 26 is in contact with the apex 36 of the lobe 34, and the angle Y is the inflection point Z inf of the cam surface 33. This corresponds to the angle with respect to the radial direction R of the cylinder center axis C in a state of being in contact with the cylinder.
  • the cylinder 22 is disposed with an appropriate inclination angle with respect to the radial direction R, and the peak value of the side force is reduced. The influence of side forces can be reduced.
  • the hydraulic machine 20 used as at least one of the hydraulic pump 8 or the hydraulic motor 10 of the wind power generator 1 has been described.
  • the use of the hydraulic machine 20 is not limited thereto.

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Abstract

　ラジアルピストン式の油圧機械は、少なくとも一つのシリンダと、前記少なくとも一つのシリンダ内にそれぞれ摺動可能に設けられた少なくとも一つのピストンと、前記油圧機械の周方向に沿って並ぶ複数のローブによって形成されるカム表面を有し、各々の前記ピストンに対して相対的に前記周方向に前記複数のローブが移動するように回転可能に構成されたカムと、前記少なくとも一つのピストンにそれぞれ回転可能に係合するとともに、前記カム表面に当接する少なくとも一つのローラとを備える。各々の前記シリンダは、各々の前記ローラが前記ローブの頂点に当接した状態における、各々の前記シリンダの中心軸と、各々の前記ローラの中心と前記カムの中心とを結ぶ第１直線との間の角度をＸとし、前記ローブの底点と前記頂点との間に位置する前記カム表面の変曲点における前記カム表面の法線と、前記カムの前記中心と前記変曲点とを結ぶ第２直線との間の角度をＹとしたとき、０＜Ｘ＜Ｙの関係を満たすように、前記油圧機械の半径方向に対して傾斜して配置される。

Description

油圧機械及び再生エネルギー発電装置
　本開示は、油圧機械及びこれを備えた再生エネルギー発電装置に関する。
　従来から、複数のピストンが放射状に並んだラジアルピストン式の油圧機械が知られている。
　例えば、特許文献１には、風力発電装置のドライブトレインとして機能するラジアルピストン式油圧機械が開示されている。特許文献１に記載のラジアルピストン式油圧機械は、シリンダ内を往復運動するピストンと、ピストンに取り付けられたローラと、複数のローブによって形成されるカム表面を有するカムとを備えている。
　なお、特許文献１には、ラジアルピストン式油圧機械の油圧室を半径方向に対して約１０度傾斜させて配置することが開示されている。
英国特許出願公開第２４８２８７９号明細書
　ところで、ラジアルピストン式油圧機械では、シリンダ中心軸に直交する方向のサイドフォースがローラを介してカムからピストンに作用する。サイドフォースを軽減するための一手法として、ピストンを半径方向に対して傾斜させて配置することが考えられる。
　この点、特許文献１には、ラジアルピストン式油圧機械の油圧室を半径方向に対して約１０度傾斜させて配置することが記載されているものの、油圧室の傾斜角の具体的な決定手法については開示がない。
　本発明の少なくとも一実施形態の目的は、サイドフォースによる影響を軽減しうる油圧機械及びこれを備えた再生可能エネルギー発電装置を提供することである。
　本発明の少なくとも一実施形態に係る油圧機械は、
　ラジアルピストン式の油圧機械であって、
　少なくとも一つのシリンダと、
　前記少なくとも一つのシリンダ内にそれぞれ摺動可能に設けられた少なくとも一つのピストンと、
　前記油圧機械の周方向に沿って並ぶ複数のローブによって形成されるカム表面を有し、各々の前記ピストンに対して相対的に前記周方向に前記複数のローブが移動するように回転可能に構成されたカムと、
　前記少なくとも一つのピストンにそれぞれ回転可能に係合するとともに、前記カム表面に当接する少なくとも一つのローラとを備え、
　各々の前記ローラが前記ローブの頂点に当接した状態における、各々の前記シリンダの中心軸と、各々の前記ローラの中心と前記カムの中心とを結ぶ第１直線との間の角度をＸとし、前記ローブの底点と前記頂点との間に位置する前記カム表面の変曲点における前記カム表面の法線と、前記カムの前記中心と前記変曲点とを結ぶ第２直線との間の角度をＹとしたとき、０＜Ｘ＜Ｙの関係を満たすように、各々の前記シリンダが前記油圧機械の半径方向に対して傾斜して配置される。
　上記油圧機械のピストンには、ローラとの接触点におけるカム表面の法線方向に沿った荷重のシリンダ中心軸に直交する方向の成分であるサイドフォースがローラを介してカムから作用する。ローラのカム表面に対する接触位置によって当該位置におけるカム表面の法線方向は異なるから、ローラがローブの底点と頂点との間を移動する間にサイドフォースの大きさは変動する。よって、ローブの底点と頂点との間には、サイドフォースが最大となるカム表面上におけるローラの接触位置が存在する。また、サイドフォースの大きさは、シリンダ中心軸の方向によっても変化する。
　例えば、シリンダが半径方向に対して傾斜しておらずシリンダ中心軸と半径方向とが平行であれば、カム表面の変曲点上にローラが位置するとき、カム表面の法線方向とシリンダ中心軸との間の角度が最大となってサイドフォースの絶対値が最大になる。ところが、半径方向に対してシリンダ中心軸を傾斜させると、カム表面の変曲点における法線とシリンダ中心軸との間の角度が小さくなり、カム表面の変曲点にローラが当接した状態におけるサイドフォースは減少する。シリンダ中心軸の半径方向に対する傾斜量をさらに増やすと、今度はローブの頂点近傍においてカム表面の法線とシリンダ中心軸との間の角度が最大となり、ローブ頂点近傍においてサイドフォースの絶対値が最大となる。このように、シリンダ中心軸の半径方向に対する傾斜角に応じて、サイドフォースの大きさや、サイドフォースの絶対値が最大となるカム表面上のローラの接触位置が変化する。
　上記油圧機械では、ローラがローブの頂点に当接した状態におけるシリンダ中心軸の第１直線に対する角度Ｘと、カム表面の変曲点における法線の第２直線に対する角度Ｙとの間に０＜Ｘ＜Ｙの関係が成立する。ここで、第１直線は、各々のローラがローブの頂点に当接した状態においてローラ中心とカム中心とを結んだ半径方向に沿った直線である。また、第２直線は、カム表面上の変曲点とカム中心とを結んだ半径方向に平行な直線である。すなわち、角度Ｘは、ローラがローブの頂点に当接した状態におけるシリンダ中心軸の半径方向に対する角度に相当し、角度Ｙは、ローラがカム表面の変曲点に当接した状態におけるシリンダ中心軸の半径方向に対する角度に相当する。したがって、半径方向に対して適度な傾斜角でシリンダが傾斜して配置され、サイドフォースのピーク値が減少し、サイドフォースによる影響を軽減できる。
　幾つかの実施形態では、上記油圧機械は、各々の前記シリンダに対向する各々の前記ピストンのピストン表面に設けられた少なくとも一つの静圧パッドをさらに備え、前記油圧機械は、各々の前記シリンダと各々の前記ピストンとで形成される油圧室内の作動油を昇圧するように構成された油圧ポンプであり、各々の前記シリンダは、０．５Ｙ＜Ｘ＜Ｙの関係を満たすように前記半径方向に対して傾斜しており、前記ピストン表面のうち前記カムの回転方向の上流側の第１領域における前記静圧パッドの個数をｍ（ただしｍは１以上の整数）とし、前記ピストン表面のうち前記カムの回転方向の前記下流側の第２領域における前記静圧パッドの個数をｎ（ただしｎは０以上の整数）としたとき、ｍ≧ｎの関係を満たす。
　シリンダが半径方向に対して傾斜して配置される場合、ローラのカム表面に対する接触位置によってカム表面の法線方向は異なるから、ローブの底点と頂点との間には、カム表面の法線方向がシリンダ中心軸に一致する基準点Ｚｒｅｆが存在する。この基準点Ｚｒｅｆでは、カム表面の法線方向とシリンダ中心軸が一致するためサイドフォースが発生しない。また、カム表面上の基準点Ｚｒｅｆの両側ではシリンダ中心軸に対するカム表面の法線の傾斜方向が逆であるから、高圧弁及び低圧弁の開閉タイミングが適切であれば、基準点Ｚｒｅｆを境にサイドフォースの向きは逆転する。すなわち、ローブの底点と頂点との間をローラが移動する間に、ピストンは、カム回転方向の逆方向に沿ったサイドフォースと、カム回転方向に沿ったサイドフォースとの両方を受けることになる。
　カム回転方向とは逆方向に沿ったサイドフォースは、主として、ピストン表面のうちカム回転方向の上流側の第１領域に設けられたｍ個の静圧パッドによって負担される。一方、カム回転方向に沿ったサイドフォースは、主として、ピストン表面のうちカム回転方向の下流側の第２領域に設けられたｎ個の静圧パッドによって負担される。
　ここで、油圧機械が油圧ポンプであって、ローラがローブの頂点に当接した状態におけるシリンダ中心軸の略半径方向（第１直線）に対する角度Ｘと、カム表面の変曲点における法線の半径方向（第２直線）に対する角度Ｙとの間に０．５Ｙ＜Ｘ＜Ｙの関係が成立する場合、カム回転方向とは逆方向に沿ったサイドフォースのピーク値が相対的に大きくなる。よって、第１領域の静圧パッドの個数ｍを、第２領域の静圧パッドの個数ｎ以上に設定することで、相対的にピーク値が大きいカム回転方向とは逆方向に沿ったサイドフォースを第１領域のｍ個の静圧パッドで効果的に受けることができる。一方、相対的にピーク値が小さいカム回転方向に沿ったサイドフォースについては、ｍ以下であるｎ個の第２領域の静圧パッドで受けることができる。
　また、静圧パッドの個数が多くなると、静圧パッドへの作動油の供給量（静圧パッドに油圧室内の作動油を供給する構成では油圧室からの作動油の漏れ量）が増大してしまい、油圧ポンプの性能低下の一因になり得る。そこで、第２領域の静圧パッドの個数ｎを、第１領域の静圧パッドの個数ｍ以下に設定することで、静圧パッドの総数（＝ｍ＋ｎ）を減らして油圧ポンプの性能低下を抑制できる。
　幾つかの実施形態では、上記油圧機械は、各々の前記シリンダに対向する各々の前記ピストンのピストン表面に設けられた複数の静圧パッドをさらに備え、前記油圧機械は、各々の前記シリンダと各々の前記ピストンとで形成される油圧室内の作動油を昇圧するように構成された油圧ポンプであり、各々の前記シリンダは、０．５Ｙ＜Ｘ＜Ｙの関係を満たすように前記半径方向に対して傾斜しており、前記ピストン表面のうち前記カムの回転方向の上流側の第１領域における前記静圧パッドの負荷能力は、前記ピストン表面のうち前記カムの回転方向の前記下流側の第２領域における前記静圧パッドの負荷能力よりも高い。
　このように、第１領域における静圧パッドの負荷能力を第２領域における静圧パッドの負荷能力よりも高く設定することで、相対的にピーク値が大きいカム回転方向とは逆方向に沿ったサイドフォースを効果的に受けることができる。一方、相対的にピーク値が小さいカム回転方向に沿ったサイドフォースについては、負荷能力が比較的小さい第２領域の静圧パッドで受けることができる。
　また、例えば静圧パッドの面積を大きくして静圧パッドの負荷能力を上げようとすれば、静圧パッドへの作動油の供給量（静圧パッドに油圧室内の作動油を供給する構成では油圧室からの作動油の漏れ量）が増大してしまい、油圧ポンプの性能低下の一因になり得る。そこで、第２領域の静圧パッドの負荷能力を、第１領域の静圧パッドの負荷能力未満とすることで、両方の静圧パッドへの作動油の総供給量（油圧室からの作動油の漏れ量）を減らして油圧ポンプの性能低下を抑制できる。
　幾つかの実施形態では、上記油圧機械は、各々の前記シリンダに対向する各々の前記ピストンのピストン表面に設けられた少なくとも一つの静圧パッドをさらに備え、前記油圧機械は、各々の前記シリンダと各々の前記ピストンとで形成される油圧室内の作動油を昇圧するように構成された油圧ポンプであり、各々の前記シリンダは、０＜Ｘ≦０．５Ｙの関係を満たすように前記半径方向に対して傾斜しており、前記ピストン表面のうち前記カムの回転方向の上流側の第１領域における前記静圧パッドの個数をｍ（ただしｍは１以上の整数）とし、前記ピストン表面のうち前記カムの回転方向の前記下流側の第２領域における前記静圧パッドの個数をｎ（ただしｎは０以上の整数）としたとき、ｍ≦ｎの関係を満たす。
　油圧機械が油圧ポンプであって、ローラがローブの頂点に当接した状態におけるシリンダ中心軸の略半径方向（第１直線）に対する角度Ｘと、カム表面の変曲点における法線の半径方向（第２直線）に対する角度Ｙとの間に０＜Ｘ≦０．５Ｙの関係が成立する場合、カム回転方向に沿ったサイドフォースのピーク値が相対的に大きくなる。よって、第２領域の静圧パッドの個数ｎを、第１領域の静圧パッドの個数ｍ以上に設定することで、相対的にピーク値が大きいカム回転方向に沿ったサイドフォースを第２領域のｎ個の静圧パッドで効果的に受けることができる。一方、相対的にピーク値が小さいカム回転方向の逆方向に沿ったサイドフォースについては、ｎ以下であるｍ個の第１領域の静圧パッドで受けることができる。
　また、静圧パッドの個数が多くなると、静圧パッドへの作動油の供給量（静圧パッドに油圧室内の作動油を供給する構成では油圧室からの作動油の漏れ量）が増大してしまい、油圧ポンプの性能低下の一因になり得る。そこで、第１領域の静圧パッドの個数ｍを、第２領域の静圧パッドの個数ｎ以下に設定することで、静圧パッドの総数（＝ｍ＋ｎ）を減らして油圧ポンプの性能低下を抑制できる。
　幾つかの実施形態では、上記油圧機械は、各々の前記シリンダに対向する各々の前記ピストンのピストン表面に設けられた少なくとも一つの静圧パッドをさらに備え、前記油圧機械は、各々の前記シリンダと各々の前記ピストンとで形成される油圧室内の作動油を昇圧するように構成された油圧ポンプであり、各々の前記シリンダは、該シリンダの第１端部の周方向位置が、前記第１端部よりも前記油圧機械の半径方向において前記カムに近い前記シリンダの第２端部の周方向位置よりも前記カムの回転方向の下流側にずれ、且つ、０＜Ｘ≦０．５Ｙの関係を満たすように前記半径方向に対して傾斜しており、前記ピストン表面のうち前記カムの回転方向の上流側の第１領域における前記静圧パッドの負荷能力は、前記ピストン表面のうち前記カムの回転方向の前記下流側の第２領域における前記静圧パッドの負荷能力以下である。
　このように、第２領域における静圧パッドの負荷能力を第１領域における静圧パッドの負荷能力以上に設定することで、相対的にピーク値が大きいカム回転方向に沿ったサイドフォースを効果的に受けることができる。一方、相対的にピーク値が小さいカム回転方向の逆方向に沿ったサイドフォースについては、負荷能力が比較的小さい第１領域の静圧パッドで受けることができる。
　また、例えば静圧パッドの面積を大きくして静圧パッドの負荷能力を上げようとすれば、静圧パッドへの作動油の供給量（静圧パッドに油圧室内の作動油を供給する構成では油圧室からの作動油の漏れ量）が増大してしまい、油圧ポンプの性能低下の一因になり得る。そこで、第１領域の静圧パッドの負荷能力を、第２領域の静圧パッドの負荷能力以下とすることで、両方の静圧パッドへの作動油の総供給量（油圧室からの作動油の漏れ量）を減らして油圧ポンプの性能低下を抑制できる。
　幾つかの実施形態では、上記油圧機械は、作動油が流れる低圧油ラインと、前記低圧油ラインよりも高圧の前記作動油が流れる高圧油ラインと、各々の前記シリンダと各々の前記ピストンとで形成される油圧室と前記低圧油ラインとの間に設けられる低圧弁と、前記油圧室と前記高圧油ラインとの間に設けられる高圧弁とをさらに備え、前記ローブの前記底点と前記頂点との間に位置する、前記カム表面の前記法線と前記シリンダの前記中心軸とが一致する前記カム表面上の一対の基準点のうち前記頂点側の点を第１点とし、各々の前記ピストンの上死点に対応する前記カム表面上の点を第２点としたとき、少なくとも一つの前記油圧室に属する前記低圧弁は、各々の前記ローラが前記第１点から前記第２点に向かう期間の少なくとも一部において閉じた状態が維持され、各々の前記ローラが前記第２点を通過した後に開くように構成されており、少なくとも一つの前記油圧室に属する前記高圧弁は、各々の前記ローラが前記第１点から前記第２点に向かう期間の少なくとも一部において開いた状態が維持され、各々の前記ローラが前記第２点を通過した後に閉じるように構成される。
　ここで、カム表面上の第１点Ｐ１は上述の基準点Ｚｒｅｆのうちの一つであるから、第１点Ｐ１では、カム表面の法線とシリンダ中心軸とが一致し、サイドフォースは発生しない。また、第１点の両側ではシリンダ中心軸に対するカム表面の法線の傾斜方向が逆であるから、第１点を境にサイドフォースの向きは逆転する。
　上述のように、第１点Ｐ１とピストンの上死点に対応する第２点Ｐ２との間にローラが位置する期間の少なくとも一部において低圧弁が閉じて高圧弁が開いた状態を維持し、ローラの第２点通過した後に低圧弁を開くとともに高圧弁を閉じれば、ローラがローブの底点から頂点近傍まで移動する間にサイドフォースの向きが逆転する。すなわち、ローブの底点と頂点との間をローラが移動する間に、ピストンは、カム回転方向の逆方向に沿ったサイドフォースだけでなく、カム回転方向に沿ったサイドフォースも受けることになるが、カム回転方向に沿ったサイドフォースのピーク値は低減される。
　このように、低圧弁及び高圧弁の開閉タイミングを適切に設定することで、カム表面のワーキング領域の長さを確保しながら、カム回転方向に沿ったサイドフォースのピーク値を低減できる。
　一実施形態では、前記油圧機械は、前記油圧機械は、前記作動油を昇圧するように構成された油圧ポンプであり、前記低圧弁は、第１シートと、前記第１シートに当接可能な第１弁体と、該第１弁体に連結された第１ステムと、前記第１ステムを駆動するための磁力を生成するように構成されたソレノイドと、前記第１弁体を第１シートとは反対側に付勢するための第１付勢部材とを含むノーマルオープン式電磁弁であり、少なくとも一つの前記油圧室に属する前記ノーマルオープン式電磁弁は、各々の前記ピストンの下死点に対応する前記カム表面上の点である第３点近傍に各々の前記ローラが位置するときに前記ソレノイドが励磁されて閉じられ、各々の前記ローラが前記第３点から前記第１点を経て前記第２点に向かうときに閉じられた状態が維持され、各々の前記ローラが前記第２点を挟んで前記第１点とは反対側の第４点に到達したときに前記第１弁体の両側の前記作動油の圧力差を前記第１付勢部材による付勢力が上回って開かれ、各々の前記ローラが前記第４点から前記第３点に向かうときに開かれた状態が維持されるように構成され、前記高圧弁は、第２シートと、前記第２シートに当接可能な第２弁体と、該第２弁体を前記第２シート側に付勢するための第２付勢部材とを含むチェック弁であり、前記チェック弁は、各々の前記ローラが前記第３点を通過した後に前記第２弁体の両側の前記作動油の圧力差が前記第２付勢部材による付勢力を上回って開かれ、各々の前記ローラが前記第４点に至る前に前記圧力差が前記付勢力を下回って閉じられるように構成される。
　なお、各々の前記ローラが前記第１点を通過する前後における各々の前記シリンダに対向する各々の前記ピストンのピストン表面の潤滑状態の変化に基づいて、前記ピストン表面への潤滑油の供給条件を決定してもよい。
　幾つかの実施形態では、各々の前記ピストンは、各々の前記シリンダと各々の前記ピストンとで形成される油圧室内の作動油から圧力を受ける受圧面を有する第１部分と、該第１部分よりも前記カム寄りに位置し、前記ローラと係合する第２部分とを含み、前記第１部分と前記第２部分との間には段差が設けられ、前記第２部分の前記カムの回転方向に沿った幅は前記第１部分の直径よりも大きい。
　これにより、ピストンの第２部分と該第２部分に対向するシリンダ内壁面とで、カム回転方向に沿ったサイドフォースを受けることができる。
　一実施形態では、各々の前記シリンダは、前記カムの回転方向に沿ったサイドフォースの最大値Ｆ１と、前記カムの回転方向の逆方向に沿った前記サイドフォースの最大値Ｆ２とが０．８×Ｆ２≦Ｆ１≦１．２×Ｆ２の関係を満たすように前記半径方向に対して傾斜している。
　これにより、カム回転方向に沿ったサイドフォースの最大値Ｆ１と、カム回転方向の逆方向に沿ったサイドフォースの最大値Ｆ２とをバランス良く低減され、サイドフォースによる影響を効果的に軽減できる。
　また、本発明の少なくとも一実施形態に係る再生可能エネルギー装置は、
　再生可能エネルギーを受け取るための少なくとも一本のブレードと、
　前記少なくとも一本のブレードが取付けられるハブと、
　前記ハブの回転によって駆動されるように構成された油圧ポンプと、
　前記油圧ポンプで生成された圧油によって駆動されるように構成された油圧モータと、
　前記油圧モータによって駆動されるように構成された発電機とを備える再生可能エネルギー発電装置であって、
　前記油圧ポンプ及び前記油圧モータの少なくとも一方は、ラジアルピストン式の油圧機械であり、
　前記ラジアルピストン式の油圧機械は、少なくとも一つのシリンダと、前記少なくとも一つのシリンダ内にそれぞれ摺動可能に設けられた少なくとも一つのピストンと、前記油圧機械の周方向に沿って並ぶ複数のローブによって形成されるカム表面を有し、各々の前記ピストンに対して相対的に前記周方向に前記複数のローブが移動するように回転可能に構成されたカムと、前記少なくとも一つのピストンにそれぞれ回転可能に係合するとともに、前記カム表面に当接する少なくとも一つのローラとを備え、
　各々の前記ローラが前記ローブの頂点に当接した状態における、各々の前記シリンダの中心軸と、各々の前記ローラの中心と前記カムの中心とを結ぶ第１直線との間の角度をＸとし、前記ローブの底点と前記頂点との間に位置する前記カム表面の変曲点における前記カム表面の法線と、前記カムの前記中心と前記変曲点とを結ぶ第２直線との間の角度をＹとしたとき、０＜Ｘ＜Ｙの関係を満たすように、
　各々の前記シリンダが前記油圧機械の半径方向に対して傾斜して配置される。
　上記再生エネルギー発電装置では、ローラがローブの頂点に当接した状態におけるシリンダ中心軸の略半径方向（第１直線）に対する角度Ｘと、カム表面の変曲点における法線の半径方向（第２直線）に対する角度Ｙとの間に０＜Ｘ＜Ｙの関係が成立する。したがって、半径方向に対して適度な傾斜角でシリンダが傾斜して配置され、サイドフォースのピーク値が減少し、サイドフォースによる影響を軽減できる。
　一実施形態では、前記再生可能エネルギー発電装置は、前記再生可能エネルギーとしての風から電力を生成するように構成された風力発電装置である。
　本発明の少なくとも一実施形態によれば、したがって、半径方向に対して適度な傾斜角でシリンダが傾斜して配置され、サイドフォースのピーク値が減少し、サイドフォースによる影響を軽減できる。
一実施形態に係る風力発電装置を示す図である。 一実施形態に係る油圧機械の半径方向に沿った断面図である。 一実施形態に係る油圧機械のシリンダ周辺の構造を示す断面図である。 サイドフォースの発生原理について説明するための図である。 図５（ａ）～（ｃ）は、油圧機械の半径方向に対するシリンダ中心軸の傾斜角が異なる３つの条件下におけるサイドフォースＦｓの計算結果例を示すグラフである。 一実施形態に係るシリンダ中心軸の半径方向に対する傾斜角の設定手法について説明するための図である。 一実施形態に係るピストン周辺の構成の斜視図である。 （ａ）及び（ｂ）は、実施形態に係る静圧パッドの構成を示す図である。 一実施形態に係る低圧弁及び高圧弁の開閉タイミングを示すチャートである。
　以下、添付図面に従って本発明の実施形態について説明する。ただし、この実施形態に記載されている構成部品の寸法、材質、形状、その相対的配置等は、本発明の範囲をこれに限定する趣旨ではなく、単なる説明例にすぎない。
　以下の実施形態では、再生エネルギー発電装置の一例として風力発電装置について説明する。ただし、本発明は潮流発電装置、海流発電装置、河流発電装置等の他の再生エネルギー発電装置にも適用できる。
　また、以下では、主として外向きカムを備えた油圧機械の実施形態について説明するが、油圧機械は内向きカムを備えていてもよく、その場合、下記内容の方向に関する記載を適宜逆方向に読み替えたものも本発明の実施形態に含まれる。
　図１は、一実施形態に係る風力発電装置を示す図である。同図に示すように、風力発電装置１は、少なくとも一本のブレード２及びハブ４で構成されるロータ３を備える。なお、ハブ４はハブカバー（スピナー）５によって覆われていてもよい。
　一実施形態では、ロータ３には、回転シャフト６を介して油圧ポンプ８が連結される。油圧ポンプ８には、高圧油ライン１２及び低圧油ライン１４を介して油圧モータ１０が接続される。具体的には、油圧ポンプ８の出口が高圧油ライン１２を介して油圧モータ１０の入口に接続され、油圧ポンプ８の入口が低圧油ライン１４を介して油圧モータ１０の出口に接続される。油圧ポンプ８は、回転シャフト６によって駆動されて作動油を昇圧し、高圧の作動油（圧油）を生成する。油圧ポンプ８で生成された圧油は高圧油ライン１２を介して油圧モータ１０に供給され、この圧油によって油圧モータ１０が駆動される。油圧モータ１０で仕事をした後の低圧の作動油は、油圧モータ１０の出口と油圧ポンプ８の入口との間に設けられた低圧油ライン１４を経由して、油圧ポンプ８に再び戻される。
　油圧モータ１０には発電機１６が連結される。一実施形態では、発電機１６は、電力系統に連系されるとともに、油圧モータ１０によって駆動される同期発電機である。
　なお、回転シャフト６の少なくとも一部は、タワー１９上に設置されたナセル１８によって覆われている。一実施形態では、油圧ポンプ８、油圧モータ１０及び発電機１６は、ナセル１８の内部に設置される。
　幾つかの実施形態では、油圧ポンプ８又は油圧モータ１０の少なくとも一方は、以下で説明するラジアルピストン式の油圧機械である。
　図２は、一実施形態に係る油圧機械の半径方向に沿った断面図である。図３は、一実施形態に係る油圧機械のシリンダ周辺の構造を示す断面図である。
　図２に示す油圧機械２０は、複数のシリンダ２２と、シリンダ２２内にそれぞれ設けられる複数のピストン２４と、ピストン２４にそれぞれ設けられるローラ２６とを備える。また、油圧機械２０は、回転シャフト３０と、回転シャフト３０とともに回転するように構成されたカム３２をさらに備える。
　なお、図２及び３に示す例示的な実施形態では、回転シャフト３０の外周側に環状の外向きカム３２が設けられ、さらに外向きカム３２の外周側にシリンダ２２、ピストン２４及びローラ２６が配置されている。ここで、外向きカムとは、ローラ２６と接触するカム表面を外周側に有するカムをいう。他の実施形態では、回転シャフト３０の内周側に環状の内向きカム３２が設けられ、さらに内向きカム３２の内周側にシリンダ２２、ピストン２４及びローラ２６が配置される。ここで、内向きカムとは、ローラ２６と接触するカム表面を内周側に有するカムをいう。
　複数のシリンダ２２は、シリンダブロック２１内において油圧機械２０の周方向に配列される。一実施形態では、図３に示すように、シリンダ２２は、シリンダブロック２１のスリーブ穴２１Ｈに挿入されたシリンダスリーブ２３によって形成される。他の実施形態では、シリンダ２２は、シリンダスリーブ２３を用いずにシリンダブロック２１に直接形成される。なお、シリンダブロック２１は、油圧機械２０の周方向において複数のセグメント２１Ｓに分割されていてもよい。図２及び図３に示す例示的な実施形態では、一対のシリンダ２２を有するセグメント２１Ｓが油圧機械２０の周方向に複数並んでおり、これらのセグメント２１Ｓによって環状のシリンダブロック２１が形成されている。
　各々のシリンダ２２は油圧機械２０の半径方向Ｒに対して傾斜して配置され、シリンダ２２の中心軸Ｃは油圧機械２０の半径方向Ｒに対して傾斜している。一実施形態では、油圧機械２０は油圧ポンプであり、図２及び３に示すように、シリンダ２２のカム３２から遠い一端部（第１端部）の周方向位置がカム３２に近い他端部（第２端部）の周方向位置よりもカム回転方向の下流側にずれるように、各々のシリンダ２２が半径方向Ｒに対して傾斜して配置される。これに対し、油圧機械２０が油圧モータ１０である場合、シリンダ２２のカム３２から遠い一端部（第１端部）の周方向位置がカム３２に近い他端部（第２端部）の周方向位置よりもカム回転方向の上流側にずれるように、各々のシリンダ２２が半径方向Ｒに対して傾斜して配置される。
　なお、シリンダ２２の中心軸Ｃの半径方向Ｒに対する傾斜角については、後で詳述する。
　各々のピストン２４は、各々のシリンダ２２内に摺動可能に設けられる。各ピストン２４は、各シリンダ２２によって案内され、シリンダ２２の中心軸Ｃに沿って、下死点と上死点との間で往復運動するようになっている。ピストン２４の往復運動の結果、各々のシリンダ２２と各々のピストン２４とで囲まれた油圧室２５の容積は周期的に変化する。
　こうした油圧室２５の周期的な容積変化を伴うピストン２４の往復運動は、カム３２の回転運動との間で運動モードが変換されるようになっている。
　例えば、油圧機械２０が油圧ポンプ８である場合、油圧機械２０の回転シャフト３０とともに回転するカム３２の回転運動がピストン２４の往復運動に変換され、油圧室２５の周期的な容積変化が起こり、油圧室２５で高圧の作動油（圧油）が生成される。これに対し、油圧機械２０が油圧モータ１０である場合、油圧室２５への圧油の導入によってピストン２４の往復運動が起こり、この往復運動がカム３２の回転運動に変換される結果、カム３２とともに油圧機械２０の回転シャフト３０が回転する。
　こうして、カム３２の働きにより、油圧機械２０の回転シャフト３０の回転エネルギー（機械的エネルギー）と作動油の流体エネルギーとの間でエネルギーが変換され、油圧機械２０が油圧ポンプ８又は油圧モータ１０としての所期の役割を果たすようになっている。
　各々のローラ２６は、ローラ回転軸Ａ周りに回転可能に各々のピストン２４に係合しており、カム３２のカム表面３３に当接している。カム３２が回転シャフト３０とともにカム中心Ｏ（油圧機械２０の中心軸）周りに回転すると、各々のローラ２６はローラ回転軸Ａ周りに回転しながら、カム３２のカム表面３３上を走行する。
　カム３２のカム表面３３は、油圧機械２０の周方向に沿って並ぶ複数のローブ３４によって形成される。各々のローブ３４は、シリンダ２２に向かって突出している。各々のローブ３４は、一対の底点３８と、該一対の底点３８間に位置する１個の頂点３６とを通る滑らかな曲線によって形成される。ローブ３４の頂点３６及び底点３８は、油圧機械２０の中心軸（カム中心）Ｏからの距離が最大又は最小となるカム表面３３上の位置であり、頂点３６は底点３８よりもシリンダ２２寄りに位置する。ローブ３４の頂点３６は、ピストン２４の往復運動の周期における上死点に対応するカム表面３３上の点（後述の第２点Ｐ２）に一致する。一方、ローブ３４の底点３８は、ピストン２４の往復運動の周期における下死点に対応するカム表面３３上の点（後述の第３点Ｐ３）に一致する。
　図２及び３に示す例示的な実施形態では、外向きカム３２の外周側にシリンダ２２が配置されており、ローブ３４の頂点３６で外向きカム３２の中心軸Ｏからの距離が最大となり、ローブ３４の底点３８で中心軸Ｏからの距離が最小となる。これに対し、内向きカムの内周側にシリンダ２２が配置された他の実施形態では、ローブ３４の頂点３６で内向きカムの中心軸Ｏからカム表面３３までの距離は最小となり、ローブ３４の底点３８で内向きカムの中心軸Ｏからカム表面３３までの距離は最大となる。なお、各々のローブ３４の頂点３６及び底点３８では、カム表面３３の法線が半径方向Ｒと一致する。
　幾つかの実施形態では、図３に示すように、油圧機械２０は、各々の油圧室２５と低圧油ライン１４との間に設けられる低圧弁４０と、各々の油圧室２５と高圧油ライン１２との間に設けられる高圧弁５０とをさらに備える。油圧機械２０が油圧ポンプである場合、低圧弁４０は低圧油ライン１４から油圧室２５に低圧の作動油を供給するために用いられ、高圧弁５０は油圧室２５で生成された高圧の作動油を高圧ライン１２に供給するために用いられる。
　低圧弁４０は、図３に示すように、第１シート４１と、第１シート４１に当接可能な第１弁体４２と、該第１弁体４２に連結された第１ステム４４と、第１ステム４４を駆動するための磁力を生成するように構成されたソレノイド４６と、第１弁体４２を第１シート４１とは反対側に付勢するための第１付勢部材４８とを含むノーマルオープン式電磁弁であってもよい。この場合、ソレノイド４６を励磁すれば、ソレノイド４６の磁力によって第１付勢部材４８による付勢力に抗して第１ステム４４が動き、第１弁体４２が第１シート４１に当接し、低圧弁４０は閉じられる。また、ソレノイド４６を非励磁とすれば、第１付勢部材４８による付勢力によって、第１ステム４４が動いて第１弁体４２が第１シート４１から離れ、低圧弁４０は開かれる。なお、第１弁体４２は、フェイス・シーリング・ポペット弁体であってもよい。
　一方、油圧機械２０が油圧ポンプである場合、高圧弁５０は、図３に示すように、第２シート５１と、第２シート５１に当接可能な第２弁体５２と、該第２弁体５２を第２シート５１側に付勢するための第２付勢部材５８とを含むチェック弁であってもよい。この場合、油圧室２５内の圧力が上昇して第２弁体５２の両側の圧力差が第２付勢部材５８による付勢力を上回れば、該圧力差によって第２弁体５２が第２シート５１から離れ、高圧弁５０は開かれる。また、第２弁体５２の両側の圧力差が第２付勢部材５８による付勢力より小さければ、第２付勢部材５８による付勢力によって第２弁体５２が第２シート５１に当接し、高圧弁５０は閉じられる。第２弁体５２は、図３に示すような球形弁体であってもよい。
　なお、低圧弁４０及び高圧弁５０の開閉タイミングについては、後で詳述する。
　図４は、サイドフォースの発生原理について説明するための図である。図５（ａ）～（ｃ）は、シリンダ中心軸Ｃの半径方向Ｒに対する傾斜角が異なる３つの条件下におけるサイドフォースＦｓの計算結果例を示すグラフである。図６は、一実施形態に係るシリンダ中心軸Ｃの半径方向Ｒに対する傾斜角の設定原理について説明するための図である。
　油圧機械２０が油圧ポンプである場合、ローラ２６がカム表面３３のワーキング領域３４Ａ上に位置するとき、基本的には、ピストン２４は下死点から上死点に向かって移動中であり、油圧室２５内の作動油の圧力は高い。これに対し、ローラ２６がカム表面３３のブリージング領域３４Ｂ上に位置するとき、基本的には、ピストン２４は上死点から下死点に向かって移動中であり、油圧室２５内の作動油の圧力は低い。なお、油圧機械２０が油圧ポンプの場合、基本的には、図４に示すように、ワーキング領域３４Ａは各々のローブ３４のうち頂点３６よりもカム回転方向の下流側の領域であり、ブリージング領域３４Ｂは各々のローブ３４のうち頂点３６よりもカム回転方向の上流側の領域である。
　一方、油圧機械２０が油圧モータである場合、ローラ２６がカム表面３３のワーキング領域３４Ａ上に位置するとき、基本的には、ピストン２４は上死点から下死点に向かって移動中であり、油圧室２５内の作動油の圧力は高い。これに対し、ローラ２６がカム表面３３のブリージング領域３４Ｂ上に位置するとき、基本的には、ピストン２４は下死点から上死点に向かって移動中であり、油圧室２５内の作動油の圧力は低い。なお、油圧機械２０が油圧モータの場合、基本的には、ワーキング領域３４Ａは各々のローブ３４のうち頂点３６よりもカム回転方向の上流側の領域であり、ブリージング領域３４Ｂは各々のローブ３４のうち頂点３６よりもカム回転方向の下流側の領域である。
　例えば、風力発電装置１に代表される再生エネルギー発電装置に用いられる典型的な油圧ポンプ８では、ローラ２６がワーキング領域３４上に位置する期間中における油圧室２５内の作動油の圧力は３００～４００ｂａｒであるのに対し、ローラ２６がブリージング領域３４Ｂ上に位置する期間中における油圧室２５内の作動油の圧力は数ｂａｒであり、両者には大きな隔たりがある。
　ワーキング領域３４Ａとブリージング領域３４Ｂとの間の移行点（図９を参照しながら後述する第３点Ｐ３及び第４点Ｐ４）の位置は、シリンダ中心軸Ｃの半径方向Ｒに対する傾斜角や、低圧弁４０及び高圧弁５０の開閉タイミングや、カム３２及びローラ２６の形状等によって変わり得る。
　典型的には、ワーキング領域３４Ａとブリージング領域３４Ｂとの間の移行点Ｐ３及びＰ４は、ピストン２４の上死点及び下死点に対応するカム表面３３上の位置（ローブ３４の頂点３６及び底点３８）又はその近傍に設定される。一実施形態では、油圧機械２０が油圧ポンプの場合において、図４に示すように、ピストン２４の下死点に対応するカム表面３３上の位置（ローブ３４の底点３８）からカム回転方向の上流側に僅かにずれた位置にワーキング領域３４Ａの開始点Ｐ３が設定され、ピストン２４の上死点に対応するカム表面３３上の位置（ローブ３４の頂点３６）からカム回転方向の上流側に僅かにずれた位置にワーキング領域３４Ａの終了点Ｐ４が設定される。すなわち、ローラ２６がローブ３４の底点３８を通過した直後にローラ２６は移行点Ｐ３に到達して油圧室２５のブリージング工程（吸入工程；Intake Stroke）が終了し、油圧室２５のワーキング工程（排出工程；Exhaust Stroke）が開始される。また、ローラ２６がローブ３４の頂点３６を通過した直後にローラ２６は移行点Ｐ４に到達して油圧室２５のワーキング工程が終了し、油圧室２５のブリージング工程が開始される。
　ローラ２６がワーキング領域３４Ａ上に位置する期間中、油圧室２５内の非常に大きな圧力に起因したシリンダ２２の中心軸Ｃに沿った押圧力と慣性力との合力をＦとしたとき、カム表面３３のローラ２６との接触点Ｚには、カム表面３３の法線方向に沿った荷重Ｆ／ｃｏｓξが作用する。この荷重Ｆ／ｃｏｓξのうちシリンダ２２の中心軸Ｃに直交する方向の成分はＦ×ｔａｎξであり、その反力としてのサイドフォースＦｓがローラ２６を介してカム３２からピストン２４に作用する。
　なお、ローラ２６がブリージング領域３４Ｂ上に位置する期間中、油圧室２５内の圧力は低いため、サイドフォースＦｓは小さく実質的に無視できる。そのため、本明細書では、主として、ローラ２６がワーキング領域３４Ａ上に位置する期間中に発生するサイドフォースＦｓによる影響を低減するための構成について説明する。
　カム表面３３は、カム３２の最大直径点及び最小直径点であるローブ３４の底点３８と頂点３６とを通過する曲線であるから、カム表面３３上のローラ２６との接触点Ｚごとにカム表面３３の法線方向は異なる。これは、ローラ２６がローブ３４の底点３８と頂点３６との間を移動する間にサイドフォースＦｓの大きさが変動することを意味する。したがって、ローブ３４の底点３８と頂点３６との間には、サイドフォースＦｓが最大となるカム表面３３上における接触点が存在する。
　例えば、シリンダ２２が半径方向Ｒに対して傾斜しておらずシリンダ２２の中心軸Ｃと半径方向Ｒとが平行であれば、カム表面３３のワーキング領域３４Ａ上の変曲点Ｚｉｎｆにローラ２６が接触するとき、カム表面３３の法線方向とシリンダ２２の中心軸Ｃとの間の角度ξが最大となってサイドフォースＦｓの絶対値が最大になる。
　ところが、サイドフォースＦｓ（＝Ｆ×ｔａｎξ）は、接触点Ｚにおけるカム表面３３の法線とシリンダ２２の中心軸Ｃとの間の角度ξの関数であるから、シリンダ２２の中心軸Ｃの方向に応じて変化する。そのため、半径方向Ｒに対してシリンダ中心軸Ｃを傾斜させると、カム表面３３の変曲点Ｚｉｎｆにおける法線とシリンダ中心軸Ｃとの間の角度ξが小さくなり、カム表面３３の変曲点Ｚｉｎｆにローラ２６が当接した状態におけるサイドフォースＦｓは減少する。シリンダ中心軸Ｃの半径方向Ｒに対する傾斜量をさらに増やすと、今度はローブ３４の頂点３６近傍においてカム表面３３の法線とシリンダ中心軸Ｃとの間の角度ξが大きくなり、頂点３６付近においてサイドフォースＦｓの絶対値が最大となる。
　このように、シリンダ中心軸Ｃの半径方向Ｒに対する傾斜角に応じて、サイドフォースＦｓの大きさや、サイドフォースＦｓの絶対値が最大となるカム表面３３上の接触点Ｚの位置が変化する。
　図５（ａ）は、シリンダ中心軸Ｃの半径方向Ｒに対する傾斜量が最も小さいケース１におけるサイドフォースＦｓの計算結果例を示している。図５（ｂ）は、シリンダ中心軸Ｃの半径方向Ｒに対する傾斜量が中間であるケース２におけるサイドフォースＦｓの計算結果例を示している。図５（ｃ）は、シリンダ中心軸Ｃの半径方向Ｒに対する傾斜量が最も大きいケース３におけるサイドフォースＦｓの計算結果例を示している。
　なお、図５（ａ）～（ｃ）の横軸はカム表面３３上の接触点Ｚの位置を示しており、図５（ａ）～（ｃ）の縦軸はサイドフォースＦｓの大きさを示している。また、図５（ａ）～（ｃ）では、カム回転方向に沿ったサイドフォースＦｓを負の値とし、カム回転方向の逆方向に沿ったサイドフォースＦｓを正の値として示している。
　ローラ２６のカム表面３３に対する接触点Ｚの位置によってカム表面３３の法線方向は異なる。そのため、図５（ａ）～（ｃ）に示すように、ローラ２６がカム表面３３のワーキング領域３４Ａ上に位置する期間中、カム表面３３の法線方向とシリンダ中心軸Ｃとの間の角度ξの関数であるサイドフォースＦｓ（＝Ｆ×ｔａｎξ）はカム表面３３上におけるローラ２６の移動とともに周期的に大きく変化する。一方、ローラ２６がカム表面３３のブリージング領域３４Ｂ上に位置する期間中、油圧室２５内の圧力が小さいためサイドフォースＦｓはほぼゼロであり、大きな変動はない。
　また、ワーキング領域３４Ａ上におけるローブ３４の底点３８と頂点３６との間には、カム表面３３の法線方向がシリンダ中心軸Ｃに一致する基準点Ｚｒｅｆ（第１点Ｐ１）が存在する。この基準点Ｚｒｅｆ（第１点Ｐ１）では、カム表面３３の法線方向とシリンダ中心軸Ｃが一致するためサイドフォースＦｓは発生しない。また、カム表面３３上の基準点Ｚｒｅｆ（第１点Ｐ１）の両側ではシリンダ中心軸Ｃに対するカム表面３３の法線の傾斜方向が逆であるから、低圧弁４０及び高圧弁５０の開閉タイミングが適切であれば、基準点Ｚｒｅｆを境にサイドフォースＦｓの向きは逆転する。そのため、図５（ａ）～（ｃ）において、基準点Ｚｒｅｆの前後おいてサイドフォースＦｓの符号は負から正に変わっている。
　なお、図５（ａ）～（ｃ）に示す例では、変曲点Ｚｉｎｆとローブ３４の頂点３６との間に位置する１個の基準点Ｚｒｅｆしか存在しないように見えるが、実際にはローブ３４の底点３８と変曲点Ｚｉｎｆとの間にも、カム表面３３の法線方向がシリンダ中心軸Ｃに一致する基準点Ｚｒｅｆが存在する。ただし、図５（ａ）～（ｃ）に示す例では、この底点３８寄りの基準点Ｚｒｅｆは、ブリージング領域３４Ｂ内に含まれているために目立たない。
　このように、ローブ３４の底点３８と頂点３６との間をローラ２６が移動する間に、ピストン２４は、カム回転方向の逆方向に沿った正符号のサイドフォースＦｓと、カム回転方向に沿った負符号のサイドフォースＦｓとの両方を受けることになる。
　図５（ａ）～（ｃ）の何れの場合においても、変曲点Ｚｉｎｆにおいて負符号のサイドフォースのピーク値Ｆ１が存在する。一方、ローブ３４の頂点３６（第２点Ｐ２）近傍において、正符号のサイドフォースのピーク値Ｆ２が出現する。
　図５（ａ）～（ｃ）から分かるように、シリンダ中心軸Ｃの半径方向Ｒに対する傾斜角が大きいほど、カム回転方向に沿った負符号のサイドフォースのピーク値Ｆ１は小さくなり、カム回転方向の逆方向に沿った正符号のサイドフォースのピーク値Ｆ２は大きくなる。これは、シリンダ中心軸Ｃの半径方向Ｒに対する傾斜をきつくするほど、変曲点Ｚｉｎｆにおけるカム表面３３の法線方向とシリンダ中心軸Ｃとの間の角度ξが小さくなる一方で、ローブ３４の頂点３６近傍において角度ξが大きくなるためである。
　一実施形態では、各シリンダ２２は、カム３２の回転方向に沿ったサイドフォースの大きさの最大値Ｆ１と、カム３２の回転方向の逆方向に沿ったサイドフォースの大きさの最大値Ｆ２とが０．８×Ｆ２≦Ｆ１≦１．２×Ｆ２の関係を満たすように半径方向Ｒに対して傾斜して配置される。
　これにより、カム回転方向に沿ったサイドフォースの最大値Ｆ１と、カム回転方向の逆方向に沿ったサイドフォースの最大値Ｆ２とがバランス良く低減され、サイドフォースによる影響を効果的に軽減できる。
　幾つかの実施形態では、図６に示すように、ローラ２６がローブ３４の頂点３６に当接した状態におけるシリンダ中心軸Ｃと第１直線Ｌ１との間の角度Ｘ、および、カム表面３３の変曲点Ｚｉｎｆにおけるカム表面の法線Ｎと第２直線Ｌ２との間の角度Ｙが０＜Ｘ＜Ｙの関係を満たすように、シリンダ２２を半径方向Ｒに対して傾斜して配置する。これにより、半径方向Ｒに対して適度な傾斜角でシリンダが傾斜して配置され、サイドフォースＦｓのピーク値Ｆ１，Ｆ２が減少し、サイドフォースＦｓによる影響を軽減できる。
　ここで、第１直線Ｌ１は、ローラ２６がローブ３４の頂点３６に当接した状態において、ローラ中心軸Ａとカム中心Ｏとを結んだ直線であり、且つ、油圧機械２０の半径方向に沿った直線である。また、第２直線Ｌ２は、カム中心Ｏと変曲点Ｚｉｎｆとを結んだ直線であり、油圧機械２０の半径方向に平行である。そのため、角度Ｘは、ローラ２６がローブ３４の頂点３６に当接した状態におけるシリンダ中心軸Ｃの半径方向Ｒに対する角度に相当し、角度Ｙは、ローラ２６がカム表面３３の変曲点Ｚｉｎｆに当接した状態におけるシリンダ中心軸Ｃの半径方向Ｒに対する角度に相当する。
　なお、角度Ｘの具体的な値は、上記不等式０＜Ｘ＜Ｙを満たす限り任意の数値であってもよく、例えば１度以上４４度以下に設定してもよい。
　また、サイドフォースＦｓによる影響をより一層低減する目的で、シリンダ２２の半径方向Ｒに対する傾斜配置に加えて、ピストン２４を以下の構成としてもよい。
　図７は、一実施形態に係るピストン周辺の構成の斜視図である。
　図７に示す例示的な実施形態では、各々のピストン２４は油圧室２５内の作動油から圧力を受ける受圧面１０８を有する第１部分１１０と、第１部分１１０よりもカム３２寄りに位置し、ローラ２６と係合する第２部分１２０とを含む。ピストン２４の第１部分１１０と第２部分１２０との間には段差１３０が設けられており、第２部分１２０のカム３２の回転方向に沿った幅Ｗ２は第１部分１１０の直径Ｄ１よりも大きい。
　これにより、ピストン２４の第２部分１２０の表面積が増大するため、ピストン２４の第２部分１２０と該第２部分１２０に対向するシリンダ２２の内壁面とで、カム回転方向に沿ったサイドフォースＦｓを受けることができる。
　また、図７に示すように、幾つかの実施形態では、少なくとも一つの静圧パッド１００が、各々のシリンダ２２に対向する各々のピストン２４のピストン表面２４Ｓに設けられる。静圧パッド１００は、ピストン２４に形成された内部流路１０２及び１０４を介して油圧室２５に連通する環状溝１０６と、環状溝１０６によって囲まれるランド１０７とを有している。環状溝１０６には、内部流路１０２及び１０４を介して油圧室２５内の高圧の作動油が供給されるようになっている。環状溝１０６に供給された作動油は、ピストン表面２４Ｓとシリンダ２４の内壁面との間の隙間に侵入し、該隙間における圧力を高める。これにより、ピストン２４及びシリンダ２２間に作用するサイドフォースに対抗することができ、ピストン２４及びシリンダ２２の摩耗を低減することができる。
　図８（ａ）及び（ｂ）は、実施形態に係る静圧パッド１００の構成を示す図である。
　幾つかの実施形態では、油圧機械２０が、０．５Ｙ＜Ｘ＜Ｙの関係を満たすようにシリンダ２２が半径方向Ｒに対して傾斜した油圧ポンプである場合、ピストン表面２４Ｓのうちカム回転方向の上流側の第１領域２００における静圧パッド１００の個数ｍ（ただしｍは１以上の整数）は、ピストン表面２４Ｓのうちカム回転方向の下流側の第２領域２１０における静圧パッド１００の個数ｎ（ただしｎは０以上の整数）以上に設定される。
　なお、図８（ａ）に示す例示的な実施形態では、第１領域２００における静圧パッド１００の個数ｍは１であり、第２領域２１０における静圧パッド１００の個数ｎはゼロである。
　カム回転方向とは逆方向に沿ったサイドフォースは、主として、ピストン表面２４Ｓのうちカム回転方向の上流側の第１領域２００に設けられたｍ個の静圧パッド１００によって負担される。一方、カム回転方向に沿ったサイドフォースは、主として、ピストン表面２４Ｓのうちカム回転方向の下流側の第２領域２１０に設けられたｎ個の静圧パッド１００によって負担される。
　ここで、ローラ２６がローブ３４の頂点３６に当接した状態におけるシリンダ中心軸Ｃの略半径方向（第１直線Ｌ１）に対する角度Ｘと、カム表面３３の変曲点Ｚｉｎｆにおける法線の半径方向（第２直線Ｌ２）に対する角度Ｙとの間に０．５Ｙ＜Ｘ＜Ｙの関係が成立する場合、カム回転方向とは逆方向に沿ったサイドフォースのピーク値Ｆ２が比較的大きくなる。
　よって、第１領域２００の静圧パッド１００の個数ｍを、第２領域２１０の静圧パッド１００の個数ｎ以上に設定することで、相対的にピーク値が大きいカム回転方向とは逆方向に沿ったサイドフォースを第１領域２００のｍ個の静圧パッド１００で効果的に受けることができる。一方、相対的にピーク値が小さいカム回転方向に沿ったサイドフォースについては、ｍ以下であるｎ個の第２領域２１０の静圧パッド１００で受けることができる。
　また、静圧パッド１００の個数が多くなると、静圧パッド１００への作動油の供給量（油圧室２５からの作動油の漏れ量）が増大してしまい、油圧ポンプの性能低下の一因になり得る。そこで、第２領域２１０の静圧パッド１００の個数ｎを、第１領域２００の静圧パッド１００の個数ｍ以下に設定することで、静圧パッド１００の総数（＝ｍ＋ｎ）を減らして油圧ポンプの性能低下を抑制できる。
　他の実施形態では、油圧機械２０が、０．５Ｙ＜Ｘ＜Ｙの関係を満たすようにシリンダ２２が半径方向Ｒに対して傾斜した油圧ポンプである場合、ピストン表面２４Ｓのうちカム回転方向の上流側の第１領域２００における静圧パッド１００の負荷能力は、ピストン表面２４Ｓのうちカム回転方向の下流側の第２領域２１０における静圧パッド１００の負荷能力よりも高く設定される。例えば、第１領域２００の静圧パッド１００を第２領域２１０の静圧パッド１００よりも大面積にしてもよい。
　このように、第１領域２００における静圧パッド１００の負荷能力を第２領域２１０における静圧パッド１００の負荷能力よりも高く設定することで、相対的にピーク値が大きいカム回転方向とは逆方向に沿ったサイドフォースを効果的に受けることができる。一方、相対的にピーク値が小さいカム回転方向に沿ったサイドフォースについては、負荷能力が比較的小さい第２領域２１０の静圧パッド１００で受けることができる。
　また、例えば静圧パッド１００の面積を大きくして静圧パッド１００の負荷能力を上げようとすれば、静圧パッド１００への作動油の供給量（油圧室２５からの作動油の漏れ量）が増大してしまい、油圧ポンプの性能低下の一因になり得る。そこで、第２領域２１０の静圧パッド１００の負荷能力を、第１領域２００の静圧パッド１００の負荷能力未満とすることで、両方の領域における静圧パッド１００への作動油の総供給量（油圧室２５からの作動油の漏れ量）を減らして油圧ポンプの性能低下を抑制できる。
　幾つかの実施形態では、油圧機械２０が、０＜Ｘ≦０．５Ｙの関係を満たすようにシリンダ２２が半径方向Ｒに対して傾斜した油圧ポンプである場合、ピストン表面２４Ｓのうちカム回転方向の上流側の第１領域２００における静圧パッド１００の個数ｍ（ただしｍは１以上の整数）は、ピストン表面２４Ｓのうちカム回転方向の下流側の第２領域２１０における静圧パッド１００の個数ｎ（ただしｎは０以上の整数）以下に設定される。
　なお、図８（ｂ）に示す例示的な実施形態では、第１領域２００における静圧パッド１００の個数ｍはゼロであり、第２領域２１０における静圧パッド１００の個数ｎは１である。
　ローラ２６がローブ３４の頂点３６に当接した状態におけるシリンダ中心軸Ｃの略半径方向（第１直線Ｌ１）に対する角度Ｘと、カム表面３３の変曲点Ｚｉｎｆにおける法線の半径方向（第２直線Ｌ２）に対する角度Ｙとの間に０＜Ｘ≦０．５Ｙの関係が成立する場合、カム回転方向に沿ったサイドフォースのピーク値Ｆ１が比較的大きくなる。よって、第２領域２１０の静圧パッド１００の個数ｎを、第１領域２００の静圧パッド１００の個数ｍ以上に設定することで、相対的にピーク値が大きいカム回転方向に沿ったサイドフォースを第２領域２１０のｎ個の静圧パッド１００で効果的に受けることができる。一方、相対的にピーク値が小さいカム回転方向の逆方向に沿ったサイドフォースについては、ｎ以下であるｍ個の第１領域２００の静圧パッド１００で受けることができる。
　また、静圧パッド１００の個数が多くなると、静圧パッド１００への作動油の供給量（油圧室２５からの作動油の漏れ量）が増大してしまい、油圧ポンプの性能低下の一因になり得る。そこで、第１領域２００の静圧パッド１００の個数ｍを、第２領域２１０の静圧パッド１００の個数ｎ以下に設定することで、静圧パッド１００の総数（＝ｍ＋ｎ）を減らして油圧ポンプの性能低下を抑制できる。
　他の実施形態では、油圧機械２０が、０＜Ｘ≦０．５Ｙの関係を満たすようにシリンダ２２が半径方向Ｒに対して傾斜した油圧ポンプである場合、ピストン表面２４Ｓのうちカム回転方向の上流側の第１領域２００における静圧パッド１００の負荷能力は、ピストン表面２４Ｓのうちカム回転方向の下流側の第２領域２１０における静圧パッド１００の負荷能力以下に設定される。例えば、第２領域２１０の静圧パッド１００を第１領域２００の静圧パッド１００よりも大面積にしてもよい。
　このように、第２領域２１０における静圧パッド１００の負荷能力を第１領域２００における静圧パッド１００の負荷能力以上に設定することで、相対的にピーク値が大きいカム回転方向に沿ったサイドフォースを効果的に受けることができる。一方、相対的にピーク値が小さいカム回転方向の逆方向に沿ったサイドフォースについては、負荷能力が比較的小さい第１領域２００の静圧パッド１００で受けることができる。
　また、例えば静圧パッド１００の面積を大きくして静圧パッド１００の負荷能力を上げようとすれば、静圧パッド１００への作動油の供給量（油圧室２５からの作動油の漏れ量）が増大してしまい、油圧ポンプの性能低下の一因になり得る。そこで、第１領域２００の静圧パッド１００の負荷能力を、第２領域２１０の静圧パッド１００の負荷能力以下とすることで、両方の領域における静圧パッド１００への作動油の総供給量（油圧室２５からの作動油の漏れ量）を減らして油圧ポンプの性能低下を抑制できる。
　次に、油圧機械２０が油圧ポンプの場合における低圧弁４０及び高圧弁５０の開閉タイミングについて説明する。なお、以下で説明するバルブ開閉タイミングは、一部の油圧室２５に属する低圧弁４０及び高圧弁５０のみについて適用してもよい。
　例えば、油圧機械２０は、高圧の作動油の生成に寄与する油圧室２５（アクティブチャンバ）の数と、高圧の作動油の生成に寄与しない油圧室２５（ノンアクティブチャンバ）の数との比を変化させることで押しのけ容積を調節するように設計されることがある。この場合、アクティブチャンバに属する低圧弁４０及び高圧弁５０のみについて以下の開閉タイミングで制御するようにし、ノンアクティブチャンバについてはピストン２４の位置によらず低圧弁４０を開き高圧弁５０を閉じた状態を維持してもよい。なお、各油圧室２５の状態（アクティブ状態又はノンアクティブ状態）は、油圧機械２０の所望の押しのけ容積が得られるようにピストン２４の往復運動の周期ごとに決定してもよい。
　図９は、一実施形態に係る低圧弁４０及び高圧弁５０の開閉タイミングを示すチャートである。図９の横軸はカム表面３３上における接触点Ｚの位置であり、図９の縦軸はピストン位置、高圧弁５０の開閉状態、低圧弁４０の励磁状態及び開閉状態、並びに、油圧室２５内の作動油の圧力である。また、図９において、第１点Ｐ１は、ローブ３４の底点３８と頂点３６との間に位置する、カム表面３３の法線とシリンダ中心軸Ｃとが一致するカム表面３３上の一対の基準点Ｚｒｅｆのうち頂点３６側の点であり、第２点Ｐ２は、ピストン２４の上死点（ＴＤＣ）に対応するカム表面３３上の点であり、第３点Ｐ３は、ワーキング領域３４Ａ（図４参照）の開始点である。
　基本的には、低圧弁４０は、カム表面３３のワーキング領域３４Ａ上にローラ２６が位置するときに閉じられ、カム表面３３のブリージング領域３４Ｂ上にローラ２６が位置するときに開かれる。幾つかの実施形態では、ローラ２６が第１点Ｐ１から第２点Ｐ２に向かう期間の少なくとも一部において閉じた状態が維持され、ローラ２６が第２点Ｐ２を通過した後に開くように構成される。
　一実施形態では、低圧弁４０は、図３に示すように、第１シート４１、第１弁体４２、第１ステム４４、ソレノイド４６及び第１付勢部材４８を含むノーマルオープン式電磁弁である。この場合、図９に示すように、ローラ２６が第３点Ｐ３の近傍に位置するときにソレノイド４６が励磁されて閉じられ、ローラ２６が第３点Ｐ３から第１点Ｐ１を経て第２点Ｐ２に向かうときに閉じられた状態が維持されてもよい。さらに、ローラ２６が第２点Ｐ２を挟んで第１点Ｐ１とは反対側の第４点Ｐ４（ワーキング領域３４Ａの終了点Ｐ４）に到達したときに第１弁体４２の両側の作動油の圧力差を第１付勢部材４８による付勢力が上回って開かれ、ローラ２６が第４点Ｐ４から第３点Ｐ３に向かうときに開かれた状態が維持されてもよい。
　一方、高圧弁５０は、基本的には、カム表面３３のワーキング領域３４Ａ上にローラ２６が位置するときに開かれ、カム表面３３のブリージング領域３４Ｂ上にローラ２６が位置するときに閉じられる。幾つかの実施形態では、高圧弁５０は、ローラ２６が第１点Ｐ１から第２点Ｐ２に向かう期間の少なくとも一部において開いた状態が維持され、ローラ２６が第２点Ｐ２を通過した後に閉じるように構成される。
　一実施形態では、高圧弁５０は、図３に示すように、第２シート５１と、第２シート５１に当接可能な第２弁体５２と、該第２弁体５２を第２シート５１側に付勢するための第２付勢部材５８とを含むチェック弁である。この場合、図９に示すように、高圧弁５０は、ローラ２６が第３点Ｐ３を通過した後に第２弁体５２の両側の作動油の圧力差が第２付勢部材５８による付勢力を上回って開かれ、ローラ２６が第４点Ｐ４に至る前に圧力差が第２付勢部材５８の付勢力を下回って閉じられるように構成される。
　上述のように、基準点Ｚｒｅｆの一つである第１点Ｐ１とピストン２４の上死点に対応する第２点Ｐ２との間にローラ２６が位置する期間の少なくとも一部において低圧弁４０が閉じて高圧弁５０が開いた状態を維持し、ローラ２６の第２点Ｐ２通過後に低圧弁４０を開くとともに高圧弁５０を閉じれば、ローラ２６がローブ３４の底点３８から頂点３６近傍まで移動する間にサイドフォースＦｓの向きが逆転する。すなわち、ローブ３４の底点３８と頂点３６との間をローラ２６が移動する間に、ピストン２４は、カム回転方向の逆方向に沿ったサイドフォースだけでなく、カム回転方向に沿ったサイドフォースも受けることになるが、カム回転方向に沿ったサイドフォースのピーク値Ｆ１は低減される。
　このように、低圧弁４０及び高圧弁５０の開閉タイミングを適切に設定することで、カム表面３３のワーキング領域３４Ａの長さを確保しながら、カム回転方向に沿ったサイドフォースのピーク値Ｆ１を低減できる。
　なお、ローラ２６が第１点Ｐ１を通過する前後において、サイドフォースＦｓの向きが反転するから、ローラ２６の第１点Ｐ１の通過前後においてピストン表面２４Ｓの潤滑状態が大きく変化する。例えば、サイドフォースＦｓの向きの反転に伴い、ピストン表面２４Ｓとシリンダ２２の内壁面との間における潤滑油の流動が促進される。
　そこで、ローラ２６の第１点Ｐ１の通過前後におけるピストン表面２４Ｓの潤滑状態の変化に基づいて、ピストン表面２４Ｓへの潤滑油の供給条件を決定してもよい。
　以上説明したように、上述の実施形態によれば、ローラ２６がローブ３４の頂点３６に当接した状態におけるシリンダ中心軸Ｃの第１直線Ｌ１に対する角度Ｘと、カム表面３３の変曲点Ｚｉｎｆにおける法線Ｎの第２直線Ｌ２に対する角度Ｙとの間に０＜Ｘ＜Ｙの関係が成立する。ここで、第１直線Ｌ１は、各々のローラ２６がローブ３４の頂点３６に当接した状態においてローラ中心Ａとカム中心Ｏとを結んだ直線（半径方向Ｒに沿った直線）である。また、第２直線Ｌ２は、カム表面３３上の変曲点Ｚｉｎｆとカム中心Ｏとを結んだ半径方向Ｒに平行な直線である。すなわち、角度Ｘは、ローラ２６がローブ３４の頂点３６に当接した状態におけるシリンダ中心軸Ｃの半径方向Ｒに対する角度に相当し、角度Ｙは、ローラ２６がカム表面３３の変曲点Ｚｉｎｆに当接した状態におけるシリンダ中心軸Ｃの半径方向Ｒに対する角度に相当する。したがって、０＜Ｘ＜Ｙの関係を満たすように角度Ｘを設定することで、半径方向Ｒに対して適度な傾斜角でシリンダ２２が傾斜して配置され、サイドフォースのピーク値が減少し、サイドフォースによる影響を軽減できる。
　以上、本発明の実施形態について詳細に説明したが、本発明はこれに限定されず、本発明の要旨を逸脱しない範囲において、各種の改良や変形を行ってもよいのはいうまでもない。例えば、上述した実施形態のうち複数を適宜組み合わせてもよい。
　また、上述の実施形態では風力発電装置１の油圧ポンプ８又は油圧モータ１０の少なくとも一方として用いられる油圧機械２０について説明したが、油圧機械２０の用途はこれに限定されない。
　１　　　　　　　　風力発電装置
　２　　　　　　　　ブレード
　３　　　　　　　　ロータ
　４　　　　　　　　ハブ
　５　　　　　　　　ハブカバー
　６　　　　　　　　回転シャフト
　８　　　　　　　　油圧ポンプ
　１０　　　　　　　油圧モータ
　１２　　　　　　　高圧油ライン
　１４　　　　　　　低圧油ライン
　１６　　　　　　　発電機
　１８　　　　　　　ナセル
　１９　　　　　　　タワー
　２０　　　　　　　油圧機械
　２１　　　　　　　シリンダブロック
　２１Ｓ　　　　　　セグメント
　２１Ｈ　　　　　　スリーブ穴
　２２　　　　　　　シリンダ
　２３　　　　　　　シリンダスリーブ
　２４　　　　　　　ピストン
　２４Ｓ　　　　　　ピストン表面
　２５　　　　　　　油圧室
　２６　　　　　　　ローラ
　３０　　　　　　　回転シャフト
　３２　　　　　　　カム
　３３　　　　　　　カム表面
　３４　　　　　　　ローブ
　３６　　　　　　　頂点
　３８　　　　　　　底点
　４０　　　　　　　低圧弁
　４１　　　　　　　第１シート
　４２　　　　　　　第１弁体
　４４　　　　　　　第１ステム
　４６　　　　　　　ソレノイド
　４８　　　　　　　第１付勢部材
　５０　　　　　　　高圧弁
　５１　　　　　　　第２シート
　５２　　　　　　　第２弁体
　５８　　　　　　　第２付勢部材
　１００　　　　　　静圧パッド
　１０２　　　　　　内部流路
　１０４　　　　　　内部流路
　１０６　　　　　　環状溝
　１０７　　　　　　ランド
　１０８　　　　　　受圧面
　１１０　　　　　　第１部分
　１２０　　　　　　第２部分
　１３０　　　　　　段差
　２００　　　　　　第１領域
　２１０　　　　　　第２領域
 

Claims (12)

  1. 　ラジアルピストン式の油圧機械であって、
    　少なくとも一つのシリンダと、
    　前記少なくとも一つのシリンダ内にそれぞれ摺動可能に設けられた少なくとも一つのピストンと、
    　前記油圧機械の周方向に沿って並ぶ複数のローブによって形成されるカム表面を有し、各々の前記ピストンに対して相対的に前記周方向に前記複数のローブが移動するように回転可能に構成されたカムと、
    　前記少なくとも一つのピストンにそれぞれ回転可能に係合するとともに、前記カム表面に当接する少なくとも一つのローラとを備え、
    　各々の前記ローラが前記ローブの頂点に当接した状態における、各々の前記シリンダの中心軸と、各々の前記ローラの中心と前記カムの中心とを結ぶ第１直線との間の角度をＸとし、前記ローブの底点と前記頂点との間に位置する前記カム表面の変曲点における前記カム表面の法線と、前記カムの前記中心と前記変曲点とを結ぶ第２直線との間の角度をＹとしたとき、０＜Ｘ＜Ｙの関係を満たすように、各々の前記シリンダが前記油圧機械の半径方向に対して傾斜して配置されたことを特徴とする油圧機械。
  2. 　各々の前記シリンダに対向する各々の前記ピストンのピストン表面に設けられた少なくとも一つの静圧パッドをさらに備え、
    　前記油圧機械は、各々の前記シリンダと各々の前記ピストンとで形成される油圧室内の作動油を昇圧するように構成された油圧ポンプであり、
    　各々の前記シリンダは、該シリンダの第１端部の周方向位置が、前記第１端部よりも前記油圧機械の半径方向において前記カムに近い前記シリンダの第２端部の周方向位置よりも前記カムの回転方向の下流側にずれ、且つ、０．５Ｙ＜Ｘ＜Ｙの関係を満たすように前記半径方向に対して傾斜しており、
    　前記ピストン表面のうち前記カムの回転方向の上流側の第１領域における前記静圧パッドの個数をｍ（ただしｍは１以上の整数）とし、前記ピストン表面のうち前記カムの回転方向の前記下流側の第２領域における前記静圧パッドの個数をｎ（ただしｎは０以上の整数）としたとき、ｍ≧ｎの関係を満たすことを特徴とする請求項１に記載の油圧機械。
  3. 　各々の前記シリンダに対向する各々の前記ピストンのピストン表面に設けられた複数の静圧パッドをさらに備え、
    　前記油圧機械は、各々の前記シリンダと各々の前記ピストンとで形成される油圧室内の作動油を昇圧するように構成された油圧ポンプであり、
    　各々の前記シリンダは、該シリンダの第１端部の周方向位置が、前記第１端部よりも前記油圧機械の半径方向において前記カムに近い前記シリンダの第２端部の周方向位置よりも前記カムの回転方向の下流側にずれ、且つ、０．５Ｙ＜Ｘ＜Ｙの関係を満たすように前記半径方向に対して傾斜しており、
    　前記ピストン表面のうち前記カムの回転方向の上流側の第１領域における前記静圧パッドの負荷能力は、前記ピストン表面のうち前記カムの回転方向の前記下流側の第２領域における前記静圧パッドの負荷能力よりも高いことを特徴とする請求項１に記載の油圧機械。
  4. 　各々の前記シリンダに対向する各々の前記ピストンのピストン表面に設けられた少なくとも一つの静圧パッドをさらに備え、
    　前記油圧機械は、各々の前記シリンダと各々の前記ピストンとで形成される油圧室内の作動油を昇圧するように構成された油圧ポンプであり、
    　各々の前記シリンダは、該シリンダの第１端部の周方向位置が、前記第１端部よりも前記油圧機械の半径方向において前記カムに近い前記シリンダの第２端部の周方向位置よりも前記カムの回転方向の下流側にずれ、且つ、０＜Ｘ≦０．５Ｙの関係を満たすように前記半径方向に対して傾斜しており、
    　前記ピストン表面のうち前記カムの回転方向の上流側の第１領域における前記静圧パッドの個数をｍ（ただしｍは１以上の整数）とし、前記ピストン表面のうち前記カムの回転方向の前記下流側の第２領域における前記静圧パッドの個数をｎ（ただしｎは０以上の整数）としたとき、ｍ≦ｎの関係を満たすことを特徴とする請求項１に記載の油圧機械。
  5. 　各々の前記シリンダに対向する各々の前記ピストンのピストン表面に設けられた少なくとも一つの静圧パッドをさらに備え、
    　前記油圧機械は、各々の前記シリンダと各々の前記ピストンとで形成される油圧室内の作動油を昇圧するように構成された油圧ポンプであり、
    　各々の前記シリンダは、該シリンダの第１端部の周方向位置が、前記第１端部よりも前記油圧機械の半径方向において前記カムに近い前記シリンダの第２端部の周方向位置よりも前記カムの回転方向の下流側にずれ、且つ、０＜Ｘ≦０．５Ｙの関係を満たすように前記半径方向に対して傾斜しており、
    　前記ピストン表面のうち前記カムの回転方向の上流側の第１領域における前記静圧パッドの負荷能力は、前記ピストン表面のうち前記カムの回転方向の前記下流側の第２領域における前記静圧パッドの負荷能力以下であることを特徴とする請求項１に記載の油圧機械。
  6. 　作動油が流れる低圧油ラインと、
    　前記低圧油ラインよりも高圧の前記作動油が流れる高圧油ラインと、
    　各々の前記シリンダと各々の前記ピストンとで形成される油圧室と前記低圧油ラインとの間に設けられる低圧弁と、
    　前記油圧室と前記高圧油ラインとの間に設けられる高圧弁とをさらに備え、
    　前記ローブの前記底点と前記頂点との間に位置する、前記カム表面の前記法線と前記シリンダの前記中心軸とが一致する前記カム表面上の一対の基準点のうち前記頂点側の点を第１点とし、
    　各々の前記ピストンの上死点に対応する前記カム表面上の点を第２点としたとき、
    　少なくとも一つの前記油圧室に属する前記低圧弁は、各々の前記ローラが前記第１点から前記第２点に向かう期間の少なくとも一部において閉じた状態が維持され、各々の前記ローラが前記第２点を通過した後に開くように構成されており、
    　少なくとも一つの前記油圧室に属する前記高圧弁は、各々の前記ローラが前記第１点から前記第２点に向かう期間の少なくとも一部において開いた状態が維持され、各々の前記ローラが前記第２点を通過した後に閉じるように構成されたことを特徴とする請求項１乃至５の何れか一項に記載の油圧機械。
  7. 　前記油圧機械は、前記作動油を昇圧するように構成された油圧ポンプであり、
    　前記低圧弁は、第１シートと、前記第１シートに当接可能な第１弁体と、該第１弁体に連結された第１ステムと、前記第１ステムを駆動するための磁力を生成するように構成されたソレノイドと、前記第１弁体を第１シートとは反対側に付勢するための第１付勢部材とを含むノーマルオープン式電磁弁であり、
    　少なくとも一つの前記油圧室に属する前記ノーマルオープン式電磁弁は、各々の前記ピストンの下死点に対応する前記カム表面上の点である第３点近傍に各々の前記ローラが位置するときに前記ソレノイドが励磁されて閉じられ、各々の前記ローラが前記第３点から前記第１点を経て前記第２点に向かうときに閉じられた状態が維持され、各々の前記ローラが前記第２点を挟んで前記第１点とは反対側の第４点に到達したときに前記第１弁体の両側の前記作動油の圧力差を前記第１付勢部材による付勢力が上回って開かれ、各々の前記ローラが前記第４点から前記第３点に向かうときに開かれた状態が維持されるように構成され、
    　前記高圧弁は、第２シートと、前記第２シートに当接可能な第２弁体と、該第２弁体を前記第２シート側に付勢するための第２付勢部材とを含むチェック弁であり、
    　前記チェック弁は、各々の前記ローラが前記第３点を通過した後に前記第２弁体の両側の前記作動油の圧力差が前記第２付勢部材による付勢力を上回って開かれ、各々の前記ローラが前記第４点に至る前に前記圧力差が前記付勢力を下回って閉じられるように構成されたことを特徴とする請求項６に記載の油圧機械。
  8. 　各々の前記ローラが前記第１点を通過する前後における各々の前記シリンダに対向する各々の前記ピストンのピストン表面の潤滑状態の変化に基づいて、前記ピストン表面への潤滑油の供給条件が決定されたことを特徴とする請求項６又は７に記載の油圧機械。
  9. 　各々の前記ピストンは、各々の前記シリンダと各々の前記ピストンとで形成される油圧室内の作動油から圧力を受ける受圧面を有する第１部分と、該第１部分よりも前記カム寄りに位置し、前記ローラと係合する第２部分とを含み、
    　前記第１部分と前記第２部分との間には段差が設けられ、前記第２部分の前記カムの回転方向に沿った幅は前記第１部分の直径よりも大きいことを特徴とする請求項１乃至８の何れか一項に記載の油圧機械。
  10. 　各々の前記シリンダは、前記カムの回転方向に沿ったサイドフォースの最大値Ｆ１と、前記カムの回転方向の逆方向に沿った前記サイドフォースの最大値Ｆ２とが０．８×Ｆ２≦Ｆ１≦１．２×Ｆ２の関係を満たすように前記半径方向に対して傾斜していることを特徴とする請求項１乃至９の何れか一項に記載の油圧機械。
  11. 　再生可能エネルギーを受け取るための少なくとも一本のブレードと、
    　前記少なくとも一本のブレードが取付けられるハブと、
    　前記ハブの回転によって駆動されるように構成された油圧ポンプと、
    　前記油圧ポンプで生成された圧油によって駆動されるように構成された油圧モータと、
    　前記油圧モータによって駆動されるように構成された発電機とを備える再生可能エネルギー発電装置であって、
    　前記油圧ポンプ及び前記油圧モータの少なくとも一方は、ラジアルピストン式の油圧機械であり、
    　前記ラジアルピストン式の油圧機械は、少なくとも一つのシリンダと、前記少なくとも一つのシリンダ内にそれぞれ摺動可能に設けられた少なくとも一つのピストンと、前記油圧機械の周方向に沿って並ぶ複数のローブによって形成されるカム表面を有し、各々の前記ピストンに対して相対的に前記周方向に前記複数のローブが移動するように回転可能に構成されたカムと、前記少なくとも一つのピストンにそれぞれ回転可能に係合するとともに、前記カム表面に当接する少なくとも一つのローラとを備え、
    　各々の前記ローラが前記ローブの頂点に当接した状態における、各々の前記シリンダの中心軸と、各々の前記ローラの中心と前記カムの中心とを結ぶ第１直線との間の角度をＸとし、前記ローブの底点と前記頂点との間に位置する前記カム表面の変曲点における前記カム表面の法線と、前記カムの前記中心と前記変曲点とを結ぶ第２直線との間の角度をＹとしたとき、０＜Ｘ＜Ｙの関係を満たすように、各々の前記シリンダが前記油圧機械の半径方向に対して傾斜して配置されたことを特徴とする再生可能エネルギー発電装置。
  12. 　前記再生可能エネルギー発電装置は、前記再生可能エネルギーとしての風から電力を生成するように構成された風力発電装置であることを特徴とする請求項１１に記載の再生可能エネルギー発電装置。
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Families Citing this family (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
ITUB20155940A1 (it) * 2015-11-26 2017-05-26 Settima Meccanica S R L Soc A Socio Unico Pompa volumetrica a pistoni assiali perfezionata
ITUB20155952A1 (it) * 2015-11-26 2017-05-26 Settima Meccanica S R L ? Soc A Socio Unico Pompa volumetrica a pistoni radiali perfezionata
NL2024476B1 (en) * 2019-12-17 2021-09-02 Delft Offshore Turbine B V Turbine and multi piston pump

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
GB2482879A (en) 2010-08-17 2012-02-22 Artemis Intelligent Power Ltd Fluid-working machine with asymmetrically profiled multi-lobe ring cam
JP2012524871A (ja) * 2010-08-17 2012-10-18 アルテミス インテリジェント パワー リミティド リングカムおよびリングカムを含む流体作動機械
JP2012525542A (ja) * 2010-08-17 2012-10-22 アルテミス インテリジェント パワー リミティド リングカムおよびリングカムを含む流体作動機械
JP2012526947A (ja) * 2010-08-17 2012-11-01 アルテミス インテリジェント パワー リミティド リングカムおよびリングカムを含む流体作動機械

Family Cites Families (9)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE4037455C1 (ja) * 1990-11-24 1992-02-06 Mannesmann Rexroth Gmbh, 8770 Lohr, De
FR2700364B1 (fr) * 1993-01-13 1995-03-31 Poclain Hydraulics Sa Piston de moteur hydraulique.
JPH08246978A (ja) * 1995-03-13 1996-09-24 Zexel Corp 内面カム式噴射ポンプ
DE19618793B4 (de) * 1996-05-10 2007-01-18 Bosch Rexroth Aktiengesellschaft Radialkolbenmaschine
DE10041318A1 (de) * 2000-08-23 2002-03-07 Mannesmann Rexroth Ag Hydraulische Radialkolbenmaschine
FR2836960B1 (fr) * 2002-03-08 2004-07-09 Poclain Hydraulics Ind Moteur hydraulique a cylindres radiaux etages
CN102782310A (zh) * 2010-02-23 2012-11-14 阿尔特弥斯智能动力有限公司 可变排量式径向活塞流体工作机器
DE102010032058A1 (de) * 2010-07-23 2012-01-26 Robert Bosch Gmbh Kolbeneinheit
JP5627818B1 (ja) * 2013-02-18 2014-11-19 三菱重工業株式会社 再生可能エネルギ発電装置

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
GB2482879A (en) 2010-08-17 2012-02-22 Artemis Intelligent Power Ltd Fluid-working machine with asymmetrically profiled multi-lobe ring cam
JP2012524871A (ja) * 2010-08-17 2012-10-18 アルテミス インテリジェント パワー リミティド リングカムおよびリングカムを含む流体作動機械
JP2012525542A (ja) * 2010-08-17 2012-10-22 アルテミス インテリジェント パワー リミティド リングカムおよびリングカムを含む流体作動機械
JP2012526947A (ja) * 2010-08-17 2012-11-01 アルテミス インテリジェント パワー リミティド リングカムおよびリングカムを含む流体作動機械

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
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