WO2016021072A1 - 油圧ポンプ・モータ - Google Patents

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port
pressure
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武郎 飯田
新井　満
清一 長谷川
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株式会社小松製作所
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Definitions

  • the present invention relates to an axial type hydraulic pump / motor (hydraulic pump or hydraulic motor) capable of reducing erosion (erosion) and noise caused by aeration that occur when shifting from a high-pressure process to a low-pressure process and increasing rotational efficiency. ).
  • an axial hydraulic piston pump is a cylinder in which a plurality of cylinders are provided that rotate integrally with a rotary shaft that is rotatably provided in a case, and that are separated in the circumferential direction and extend in the axial direction.
  • the cylinder block rotates together with the operating shaft in the case, and the piston reciprocates in each cylinder of the cylinder block.
  • the hydraulic fluid sucked into the cylinder from the suction port is pressurized by the piston and discharged from the discharge port as high-pressure hydraulic fluid.
  • the inside of the cylinder that discharges hydraulic oil through the discharge port of the valve plate in the discharge process has a high pressure.
  • the hydraulic oil having a high pressure in the cylinder suddenly flows into the low-pressure suction port and causes a large pressure fluctuation.
  • aeration in which air is mixed in the state of fine bubbles is generated in the hydraulic oil in the suction port. This aeration generates erosion and noise, and reduces efficiency.
  • Patent Document 1 a residual pressure release hole is provided, and when shifting from the discharge process to the suction process, the hydraulic oil having a high pressure in the cylinder is returned to the suction port. As a result, the change in hydraulic oil from the discharge process to the suction process becomes gradual, and when the cylinder port communicates with the suction port, the hydraulic oil pressure in the cylinder and the hydraulic oil pressure in the suction port are made the same. .
  • this residual pressure release hole is directly connected to the suction port.
  • aeration is generated in the hydraulic oil that has escaped from the cylinder through the residual pressure release hole.
  • produced will return to a suction port as it is. For this reason, erosion and noise due to aeration occur.
  • the present invention has been made in view of the above, and is an axial type hydraulic pump capable of reducing erosion and noise caused by aeration that occurs when shifting from a high pressure process to a low pressure process, and increasing rotational efficiency.
  • An object is to provide a motor.
  • a hydraulic pump / motor has a cylinder block in which a plurality of cylinder bores are formed around a rotation shaft, which has a high-pressure side port and a low-pressure side port.
  • An axial type hydraulic pump / motor that slides relative to the valve plate and controls the amount of reciprocation of the piston in each cylinder bore by the inclination of the swash plate.
  • a residual pressure discarding port that communicates until the low pressure side port communicates with the low pressure side port, and a residual pressure value in the top dead center side cylinder bore between the top dead center side cylinder bore and the low pressure side port
  • a residual pressure acquisition unit that is obtained by actual measurement or estimation, a flow path between the residual pressure release port and the hydraulic oil tank based on the value of the residual pressure obtained by the residual pressure acquisition unit, and the residual pressure release Po
  • the hydraulic pump / motor according to the present invention is characterized in that, in the above invention, the direction switching valve has a flow rate adjusting mechanism.
  • the residual pressure acquisition unit is provided in the cylinder block, and is a sliding surface between the cylinder block and the valve plate, and rotates the cylinder bore.
  • a residual pressure port having an opening outside the moving region and communicating with the inside of the cylinder bore, and provided in the valve plate, is temporarily connected to the residual pressure port through the opening of the residual pressure port as the cylinder block rotates.
  • a residual pressure detection port for detecting and holding the residual pressure in the top dead center side cylinder bore, and the directional control valve is configured to control the residual pressure held by the residual pressure detection port to a control signal pressure.
  • the channel switching and the channel blocking are performed.
  • the direction switching valve is integrally formed in the valve plate.
  • the residual pressure acquisition unit is a detection unit that detects one or more values of a swash plate angle, a rotation speed, a discharge pressure, and a hydraulic oil temperature, And a controller that estimates a residual pressure in the top dead center side cylinder bore based on the one or more values and generates a control signal pressure of the direction switching valve based on the estimated residual pressure.
  • the hydraulic pump / motor according to the present invention is the hydraulic pump / motor according to the present invention, wherein the direction switching valve is provided between the residual pressure release port and the hydraulic oil tank when the residual pressure value is larger than a first predetermined value. And when the residual pressure value is between the first predetermined value and a second predetermined value smaller than the first predetermined value, between the residual pressure discarding port and the hydraulic oil tank and the residual pressure. The pressure relief port and the low pressure side port are blocked, and when the residual pressure value is smaller than the second predetermined value, the residual pressure relief port and the low pressure side port are communicated with each other. And
  • the residual pressure release port provided on the valve plate and communicated until the top dead center side cylinder bore communicates with the low pressure side port, and the top dead center side cylinder bore communicates with the low pressure side port.
  • a residual pressure acquisition unit that obtains the value of the residual pressure in the top dead center side cylinder bore by actual measurement or estimation until the direction switching valve has the residual pressure value obtained by the residual pressure acquisition unit.
  • the flow path between the residual pressure release port and the hydraulic oil tank and the flow path between the residual pressure release port and the low pressure side port are switched and the flow path is shut off. Since the residual pressure acquisition unit acquires highly accurate residual pressure, it is possible to reduce erosion (erosion) and noise caused by aeration that occur when moving from a high pressure process to a low pressure process, and to improve rotational efficiency. it can.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view illustrating a schematic configuration of the hydraulic pump according to the first embodiment of the present invention.
  • 2 is a cross-sectional view taken along line AA of the hydraulic pump shown in FIG.
  • FIG. 3 is a view showing a cross section taken along line BB of the hydraulic pump shown in FIG. 1 and a cross section of the hydraulic oil tank connected to the hydraulic pump.
  • FIG. 4 is a diagram showing a configuration in which the sliding surface of the cylinder block with the valve plate is viewed in the ⁇ X direction.
  • FIG. 5 is a diagram showing the relationship between the spool stroke and the opening area of the direction switching valve shown in FIG.
  • FIG. 6 is a diagram showing the relationship between the residual pressure of the direction switching valve shown in FIG. 3 and the spool stroke.
  • FIG. 7 is a schematic diagram showing the configuration of the second embodiment of the present invention.
  • FIG. 8 is a cross-sectional view taken along the line DD showing the configuration of the direction switching valve when the residual pressure is small.
  • FIG. 9 is a sectional view taken along line DD showing the configuration of the direction switching valve when the residual pressure is medium.
  • FIG. 10 is a cross-sectional view taken along line DD showing the configuration of the direction switching valve when the residual pressure is large.
  • FIG. 11 is a schematic diagram showing the configuration of the third embodiment of the present invention.
  • FIG. 12 is a diagram showing the relationship between the swash plate angle and the residual pressure.
  • FIG. 13 is a diagram showing the relationship between the rotational speed and the residual pressure.
  • FIG. 14 is a diagram illustrating the relationship between the discharge pressure and the residual pressure.
  • FIG. 15 is a diagram illustrating the relationship between the hydraulic oil temperature and the residual pressure.
  • FIG. 16 is a cross-sectional view showing a state in the cylinder bore when the swash plate angle becomes maximum.
  • FIG. 17 is a cross-sectional view showing a state in the cylinder bore when the swash plate angle is minimized.
  • FIG. 1 is a cross-sectional view illustrating a schematic configuration of the hydraulic pump according to the first embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a cross-sectional view taken along line AA of the hydraulic pump shown in FIG.
  • the hydraulic pump shown in FIGS. 1 and 2 converts engine rotation and torque transmitted to the shaft 1 into hydraulic pressure, and discharges the oil sucked from the suction port P1 from the discharge port P2 as high-pressure hydraulic oil.
  • the hydraulic pump is a variable displacement hydraulic pump that can vary the amount of hydraulic oil discharged from the pump by changing the inclination angle a of the swash plate 3.
  • the axis along the axis of the shaft 1 is the X axis
  • the axis along the inclined central axis that is a line connecting the fulcrum when the swash plate 3 is inclined is the Z axis
  • the X axis is inclined
  • the axis orthogonal to the Z axis is Y Axis.
  • the direction from the input side end of the shaft 1 to the opposite end is defined as the X direction.
  • the hydraulic pump is connected to the case 2 and the end cap 8 through a shaft 1 rotatably supported by bearings 9a and 9b, and is connected to the shaft 1 through a spline structure 11.
  • the case 2 and the end cap 8 A cylinder block 6 that rotates integrally with the shaft 1, and a swash plate 3 provided between the side wall of the case 2 and the cylinder block 6.
  • the cylinder block 6 is provided with a plurality of piston cylinders (cylinder bores 25) arranged at equal intervals in the circumferential direction around the axis of the shaft 1 and parallel to the axis of the shaft 1. Pistons 5 that can reciprocate parallel to the axis of the shaft 1 are inserted into the plurality of cylinder bores 25.
  • a spherical concave sphere is provided at the tip of each piston 5 protruding from each cylinder bore 25.
  • the spherical convex portion of the shoe 4 fits in the spherical concave portion, and each piston 5 and each shoe 4 forms a spherical bearing. Note that the spherical concave portion of the piston 5 is caulked, and separation from the shoe 4 is prevented.
  • the swash plate 3 has a flat sliding surface S on the side facing the cylinder block 6.
  • Each shoe 4 slides in a circle or an ellipse while being pressed onto the sliding surface S as the cylinder block 6 rotates in conjunction with the rotation of the shaft 1.
  • a spring 15 supported by a ring 14 provided on the inner periphery of the cylinder block 6 in the X direction, a movable ring 16 and a needle 17 that are pressed by the spring 15, and a ring that contacts the needle 17.
  • a pressing member 18 is provided. The shoe 4 is pressed against the sliding surface S by the pressing member 18.
  • two hemispherical bearings 20 and 21 projecting toward the swash plate 3 are provided at symmetrical positions with the axis of the shaft 1 interposed therebetween.
  • two concave spheres are formed at portions corresponding to the arrangement positions of the bearings 20 and 21.
  • the bearings of the swash plate 3 are formed by contacting the bearings 20 and 21 with the two concave spheres of the swash plate 3.
  • the bearings 20 and 21 are arranged in the Z-axis direction.
  • the swash plate 3 is inclined in a plane perpendicular to the XY plane with a line connecting the bearings 20 and 21 as an axis (an axis parallel to the Z axis).
  • the inclination of the swash plate 3 is determined by the piston 10 that reciprocates while pressing one end of the swash plate 3 along the X direction from the side wall side of the case 2.
  • the reciprocating motion of the piston 10 causes the swash plate 3 to tilt with a line connecting the bearings 20 and 21 as a fulcrum.
  • the sliding surface S is also inclined, and the cylinder block 6 rotates as the shaft 1 rotates. For example, as shown in FIGS.
  • each shoe 4 when the inclination angle from the XZ plane is a, each shoe 4 is circular on the sliding surface S when the cylinder block rotates counterclockwise as viewed in the X direction. Or it slides elliptically, and the piston 5 in each cylinder bore 25 reciprocates along with this.
  • FIG. 3 is a cross-sectional view of the hydraulic pump shown in FIG. 1 taken along line BB.
  • FIG. 4 is a diagram showing a configuration in which the sliding surface Sa with the valve plate 7 in the cylinder block 6 is viewed in the ⁇ X direction.
  • the end surface on the sliding surface Sa side of the valve plate 7 shown in FIGS. 3 and 4 and the end surface on the sliding surface Sa side of the cylinder block 6 slide with each other as the cylinder block 6 rotates.
  • the valve plate 7 has a valve plate suction port PB1 that communicates with the suction port P1 and a valve plate discharge port PB2 that communicates with the discharge port P2.
  • the valve plate suction port PB1 and the valve plate discharge port PB2 are provided on the same arc and have a bowl shape extending in the circumferential direction.
  • the port PB2 On the same circular arc in which the port PB2 is arranged, it is provided in a bowl shape at equal intervals.
  • FIG. 3 and FIG. 4 when the cylinder block 6 rotates clockwise as viewed in the ⁇ X direction, a discharge process is performed on the valve plate discharge port PB2 side on the upper side of FIG.
  • the suction process is performed on the lower valve plate suction port PB1 side. Therefore, in this case, the right end side in FIG. 3 is switched from the discharge process to the suction process, and becomes the top dead center where the piston 5 enters the sliding surface Sa side most in the cylinder bore 25. Transition to the state. 3 is switched from the suction process to the discharge process, and the piston 5 is the bottom dead center farthest from the sliding surface Sa side in the cylinder bore 25. When the cylinder port 25P passes through the bottom dead center, the low pressure state shifts to the high pressure state.
  • the valve plate 7 is provided with a notch 26.
  • the notch 26 is provided so as to extend from the bottom dead center side end of the valve plate discharge port PB2 to the bottom dead center side.
  • the notch 26 functions as a self-pressure throttle before the cylinder bore 25 communicates with the valve plate discharge port PB2.
  • the valve plate 7 is provided with a residual pressure discarding port 30.
  • the residual pressure discarding port 30 is provided in the rotational movement region E of the cylinder port 25P and in the region from the vicinity of the top dead center to the valve plate suction port PB1. Further, the residual pressure discarding port 30 is provided at a position where it can communicate with the cylinder bore 25 before the cylinder bore 25 communicates with the valve plate suction port PB1.
  • the valve plate 7 is provided with a residual pressure detection port 40.
  • the residual pressure detection port 40 is provided outside the rotational movement region E of the cylinder port 25P and in a region from the vicinity of the top dead center to the valve plate suction port PB1.
  • the cylinder block 6 is provided with a residual pressure port 41 that allows the cylinder bore 25 and the residual pressure detection port 40 to communicate with each other.
  • the residual pressure port opening 41 a is provided on the sliding surface Sa side so as to rotate and move on a circumference having the same radius as the radius of the residual pressure detection port 40. That is, the residual pressure detection port 40 and the residual pressure port 41 communicate once per rotation of the cylinder block 6. Since the opening on the sliding surface Sa side of the residual pressure detection port 40 is provided outside the rotational movement region E of the cylinder port 25P, when the residual pressure detection port 40 and the residual pressure port 41 do not communicate with each other, the cylinder block 6 It is blocked by. As a result, while the cylinder block 6 rotates once, the residual pressure in the cylinder bore 25 when the residual pressure detection port 40 and the residual pressure port 41 communicate with each other is held.
  • the residual pressure detection port 40 may be provided outside the rotational movement area E of the cylinder port 25P, or may be provided inside the rotational movement area E. Further, the residual pressure port 41 is not limited to one, and may be provided for the number of cylinder bores 25, for example. Furthermore, a plurality of residual pressure ports 41 may be provided for one cylinder bore 25.
  • the residual pressure detection port 40, the residual pressure port 41, and the residual pressure discarding port are connected so that the cylinder bore 25 and the residual pressure discarding port 30 communicate with each other after the communication between the residual pressure detection port 40 and the residual pressure port 41 is completed.
  • 30 are preferably arranged respectively.
  • the residual pressure detection port 40 and the residual pressure port 41 described above are the residual pressure in the cylinder bore 25 from the vicinity of the top dead center until the cylinder bore 25 on the top dead center side communicates with the valve plate suction port PB1. It functions as a residual pressure acquisition unit that obtains a value by actual measurement.
  • the direction switching valve V10 is connected to the residual pressure discarding port 30, the residual pressure detecting port 40, the valve plate suction port PB1, and the hydraulic oil tank T.
  • the residual pressure discarding port 30 is connected to the direction switching valve V10 via the flow path L1.
  • the residual pressure detection port 40 is connected to the direction switching valve V10 via the flow path L.
  • the valve plate suction port PB1 is connected to the direction switching valve V10 via the flow path L2.
  • the hydraulic oil tank T is connected to the direction switching valve V10 via the flow path L3.
  • the direction switching valve V10 uses the residual pressure held in the residual pressure detection port 40 as a control signal pressure for moving the spool SP.
  • the direction switching valve V10 switches the flow path between the residual pressure discarding port 30 and the valve plate suction port PB1 and the flow path between the residual pressure discarding port 30 and the hydraulic oil tank T by the movement of the spool.
  • the direction switching valve V10 increases the spool stroke as the detected residual pressure increases.
  • the direction switching valve V10 opens the flow path between the residual pressure discarding port 30 and the valve plate suction port PB1, and the residual pressure
  • the flow rate control is also performed to reduce the flow rate with the decrease of the flow rate.
  • the flow path between the residual pressure discarding port 30 and the hydraulic oil tank T is blocked.
  • the hydraulic oil in the valve plate suction port PB1 flows into the cylinder bore 25 via the flow path L2, the flow path L1, and the residual pressure release port 30, and the residual pressure in the cylinder bore 25 increases.
  • the direction switching valve V10 has a flow path between the residual pressure discarding port 30 and the hydraulic oil tank T, and the residual pressure.
  • the flow paths between the pressure relief port 30 and the valve plate suction port PB1 are both blocked.
  • the direction switching valve V10 opens the flow path between the residual pressure discarding port 30 and the hydraulic oil tank T and A flow rate control for increasing the flow rate with the increase is also performed. At this time, the flow path between the residual pressure discarding port 30 and the valve plate suction port PB1 is blocked. In this case, the compressed hydraulic oil in the cylinder bore 25 flows into the hydraulic oil tank T via the residual pressure discarding port 30, the flow path L1, and the flow path L3, and the residual pressure in the cylinder bore 25 decreases.
  • the relationship between the residual pressure and the spool stroke is a proportional relationship.
  • the hydraulic oil tank T is provided with a partition plate 50 that divides the hydraulic oil into horizontal regions E1 and E2.
  • the hydraulic oil in the cylinder bore 25 containing a large amount of air flows into the region E1 through the flow path L3.
  • hydraulic fluid is supplied from the region E2 to the valve plate suction port PB1 side through the flow path L4.
  • the air in the hydraulic oil that has flowed into the region E1 is removed within the region E1.
  • the clean hydraulic oil with less air in the region E1 flows into the region E2 through the upper part of the partition plate 50.
  • a horizontally extending shielding plate 51 is provided above the hydraulic oil outlet. By providing this shielding plate 51, clean hydraulic oil that does not contain settled dust or the like is supplied to the valve plate suction port PB1 side.
  • the residual pressure in the cylinder bore 25 is measured using the residual pressure detection port 40 and the residual pressure port 41, it is possible to perform highly accurate residual pressure control. For example, when the residual pressure in the cylinder bore 25 is high, this residual pressure can be used as rotation assistance. Further, when the residual pressure in the cylinder bore 25 is low, the residual pressure can be increased so that rotation is not suppressed. This residual pressure control increases the rotation efficiency. On the other hand, the residual pressure in the cylinder bore 25 can be smoothly reduced before communicating with the valve plate suction port PB1 when shifting from the discharge process to the suction process. For this reason, when the cylinder bore 25 communicates with the valve plate suction port PB1, generation of aeration is suppressed. This also reduces erosion and noise due to aeration.
  • the direction switching valve V ⁇ b> 10 shown in the first embodiment is embedded in the valve plate 7, and the direction switching valve V ⁇ b> 10 is integrated with the valve plate 7.
  • the direction switching valve V ⁇ b> 10 is provided in the vicinity of the residual pressure detection port 40 and the residual pressure discarding port 30. Accordingly, the lengths of the residual pressure detection port 40 and the flow path L, the residual pressure discarding port 30, the flow path L1, and the flow path L2 can be shortened.
  • FIG. 8 to 10 are cross-sectional views taken along line DD showing the configuration of the direction switching valve V10 shown in FIG.
  • FIG. 8 shows the configuration of the direction switching valve V10 when the residual pressure is small.
  • FIG. 9 shows the configuration of the direction switching valve V10 when the residual pressure is medium.
  • FIG. 10 shows the configuration of the direction switching valve V10 when the residual pressure is large.
  • a residual pressure detection port 40 communicates with the upper portion of the spool SP. Further, an insertion hole 61 is provided in the end gap 8 in the lower direction of the spool SP, and a coil spring 62 is fitted along the inner periphery thereof. The tip of the spool SP is inserted into the coil spring 62. Then, the spool SP stops at a position where the residual pressure held by the residual pressure detection port 40 and the pressing force of the coil spring 62 are balanced.
  • FIG. 11 is a schematic diagram showing the configuration of the third embodiment.
  • the swash plate angle D1, the rotational speed D2, the discharge pressure D3, and the hydraulic oil temperature D4 described above are input to the controller CT.
  • the swash plate angle D1 is obtained by acquiring the stroke amount by the reciprocating motion of the piston 10 (see FIG. 2).
  • the rotation speed is acquired by the rotation speed sensor 100 (see FIG. 2).
  • the discharge pressure D3 is obtained by the pressure sensor 103 (see FIG. 1).
  • the hydraulic oil temperature D4 is obtained by the temperature sensor 104 (see FIG. 1).
  • the controller CT outputs a control signal corresponding to the estimated residual pressure to the direction switching valve V10 via the communication line LA.
  • the direction switching valve V10 controls the stroke of the spool SP by controlling an electromagnetic valve or the like based on a control signal input from the controller CT.
  • the direction switching valve V10 switches the flow path between the flow paths L1 and L3 and the flow path between the flow paths L1 and L2 and shuts off the flow path as in the first and second embodiments by controlling the spool stroke. And flow control.
  • the controller CT estimates that the residual pressure is small because the residual pressure oil amount L10 is small as shown in FIG. . Further, even when the rotational speed D2 is low, it is estimated that the residual pressure is small because it does not take time to extract the residual pressure. Further, when the discharge pressure D3 is small, the hydraulic oil at the discharge pressure D3 flows into the cylinder bore 25, so it is estimated that the residual pressure is small. Further, when the hydraulic oil temperature D4 is large (high), it is estimated that the residual pressure is small because the density of the hydraulic oil is low and the viscosity is low, so that it does not take time to extract the residual pressure.
  • the stroke amount detection unit, the rotational speed sensor 100, the pressure sensor 103, the temperature sensor 104, and the controller CT due to the reciprocation of the piston 10 function as a residual pressure acquisition unit that obtains the value of the residual pressure in the cylinder bore 25 by estimation. To do.
  • the hydraulic pump has been described as an example.
  • the present invention is not limited to this and can be applied to a hydraulic motor.
  • the high pressure side corresponds to the discharge side of the hydraulic pump
  • the low pressure side corresponds to the suction side of the hydraulic pump.

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Abstract

　本発明は、高圧工程から低圧工程に移行する際に発生するエアレーションによるエロージョン（壊食）や騒音を低減し、かつ回転効率を高めることができることを目的とする。そのため、弁板７に設けられ、上死点側のシリンダボア２５が弁板吸込ポートＰＢ１に連通するまでの間に連通する残圧捨てポート３０と、上死点側のシリンダボア２５が弁板吸込ポートＰＢ１に連通するまでの間における上死点側のシリンダボア２５内の残圧の値を実測によって求める残圧検出ポート４０及び残圧ポート４１と、残圧検出ポート４０が求めた残圧の値をもとに、残圧捨てポート３０と作動油タンクＴとの間の流路と、残圧捨てポート３０と弁板吸込ポートＰＢ１との間の流路との切換及び流路遮断を行う方向切換弁Ｖ１０と、を備える。

Description

油圧ポンプ・モータ
　本発明は、高圧工程から低圧工程に移行する際に発生するエアレーションによるエロージョン（壊食）や騒音を低減し、かつ回転効率を高めることができるアキシャル型の油圧ポンプ・モータ（油圧ポンプまたは油圧モータ）に関するものである。
　従来から、建設機械などでは、エンジンによって駆動されるアキシャル型の油圧ピストンポンプや高圧の作動油によって駆動されるアキシャル型の油圧ピストンモータが多用されている。
　たとえば、アキシャル型の油圧ピストンポンプは、ケース内に回転自在に設けられた回転軸と一体に回転するように設けられ、周方向に離間して軸方向に伸長する複数のシリンダが形成されたシリンダブロックと、このシリンダブロックの各シリンダ内に摺動可能に挿嵌され、このシリンダブロックの回転に伴って軸方向に移動して作動油を吸込・吐出する複数のピストンと、ケースとシリンダブロック端面との間に設けられ、各シリンダと連通する吸込ポートと吐出ポートとが形成された弁板とを有している。そして、この油圧ポンプは、駆動軸が回転駆動すると、ケース内で作動軸とともにシリンダブロックが回転し、シリンダブロックの各シリンダでピストンが往復動する。吸込ポートからシリンダ内に吸い込まれた作動油は、ピストンによって加圧され吐出ポートから高圧の作動油として吐出される。
　ここで、各シリンダのシリンダポートが弁板の吸込ポートと連通するとき、吸込ポートの始端から終端にかけてピストンがシリンダから突出する方向に移動して吸込ポートからシリンダ内に作動油を吸い込む吸込工程が行われる。一方、各シリンダのシリンダポートが吐出ポートと連通するとき、吐出ポートの始端から終端にかけてピストンがシリンダ内に進入する方向に移動してシリンダ内の作動油を吐出ポート内に吐出する吐出工程が行われる。そして、吸込工程および吐出工程を繰り返すようにシリンダブロックを回転することによって、吸込工程で吸込ポートからシリンダ内に吸い込んだ作動油を、吐出工程で加圧して吐出ポートに吐出するようにしている。
特開２０００－６４９５０号公報
　ところで、上述した従来の油圧ポンプなどでは、吐出工程で弁板の吐出ポートを介して作動油を吐出したシリンダ内は、高圧となっている。各シリンダのシリンダポートが吸込ポートと連通するとき、このシリンダ内で高圧となった作動油は低圧の吸込ポート内に急激に流入して大きな圧力変動を生じる。この結果、吸込ポート内の作動油中に、空気が細かい気泡の状態で混じるエアレーションが発生する。このエアレーションは、エロージョンや騒音を発生させ、効率も低下させる。
　このため、例えば特許文献１では、残圧抜き穴を設け、吐出工程から吸込工程に移行する際、シリンダ内で高圧となっている作動油を吸込ポートに戻すようにしている。これによって、吐出工程から吸込工程への作動油変化が緩やかになり、シリンダポートが吸込ポートに連通する際、シリンダ内の作動油圧力と吸込ポートの作動油圧力とが同じになるようにしている。
　しかし、この残圧抜き穴は、吸込ポートに直結している。この場合、残圧抜き穴を介してシリンダ内から抜けた作動油にはエアレーションが発生している。そして、このエアレーションが発生した作動油はそのまま吸込ポートに戻ってしまう。このため、エアレーションによるエロージョンや騒音が発生することになる。
　一方、吐出工程から吸込工程に移行する際、シリンダ内の残圧が高い場合は、シリンダブロックの回転をアシストすることになり、回転効率が向上する。また、シリンダ内の残圧が回転に伴って低くなってしまう場合、吸込ポートからシリンダ内に作動油を吸入して吸込ポートの作動油圧力と同じになるようにしてシリンダ内のエロージョンを抑止するとともに回転効率を向上させる必要がある。
　しかしながら、このような精度の高いシリンダ内の残圧制御をしようとする場合、シリンダ内の残圧を精度良く取得する必要がある。
　本発明は、上記に鑑みてなされたものであって、高圧工程から低圧工程に移行する際に発生するエアレーションによるエロージョンや騒音を低減し、かつ回転効率を高めることができるアキシャル型の油圧ポンプ・モータを提供することを目的とする。
　上述した課題を解決し、目的を達成するために、本発明にかかる油圧ポンプ・モータは、回転軸まわりに複数のシリンダボアが形成されたシリンダブロックが、高圧側ポートと低圧側ポートとを有した弁板に対して摺動し、斜板の傾斜によって各シリンダボア内のピストンの往復動の量を制御するアキシャル型の油圧ポンプ・モータであって、前記弁板に設けられ、上死点側シリンダボアが前記低圧側ポートに連通するまでの間に連通する残圧捨てポートと、前記上死点側シリンダボアが前記低圧側ポートに連通するまでの間における前記上死点側シリンダボア内の残圧の値を実測あるいは推定によって求める残圧取得部と、前記残圧取得部が求めた残圧の値をもとに、前記残圧捨てポートと作動油タンクとの間の流路と、前記残圧捨てポートと前記低圧側ポートとの間の流路との切換及び流路遮断を行う方向切換弁と、を備えたことを特徴とする。
　また、本発明にかかる油圧ポンプ・モータは、上記の発明において、前記方向切換弁は、流量調整機構を有することを特徴とする。
　また、本発明にかかる油圧ポンプ・モータは、上記の発明において、前記残圧取得部は、前記シリンダブロックに設けられ、前記シリンダブロックと前記弁板との摺動面であって前記シリンダボアの回転移動領域外に開口を有し、前記シリンダボア内に連通する残圧ポートと、前記弁板に設けられ、前記シリンダブロックの回転に伴って前記残圧ポートの開口を介して前記残圧ポートと一時的に連通して前記上死点側シリンダボア内の残圧を検出して保持する残圧検出ポートと、を備え、前記方向切換弁は、前記残圧検出ポートが保持する残圧を制御信号圧として流路切換及び流路遮断を行うことを特徴とする。
　また、本発明にかかる油圧ポンプ・モータは、上記の発明において、前記方向切換弁は、前記弁板内に一体形成されることを特徴とする。
　また、本発明にかかる油圧ポンプ・モータは、上記の発明において、前記残圧取得部は、斜板角、回転速度、吐出圧、作動油温度のうちの１以上の値を検出する検出部、及び、該１以上の値をもとに前記上死点側シリンダボア内の残圧を推定し、該推定した残圧をもとに前記方向切換弁の制御信号圧を生成するコントローラであることを特徴とする。
　また、本発明にかかる油圧ポンプ・モータは、上記の発明において、前記方向切換弁は、前記残圧の値が第１所定値よりも大きい場合、前記残圧捨てポートと作動油タンクとの間を連通させ、前記残圧の値が前記第１所定値と該第１所定値よりも小さい第２所定値との間である場合、前記残圧捨てポートと作動油タンクとの間及び前記残圧捨てポートと前記低圧側ポートとの間を遮断し、前記残圧の値が前記第２所定値よりも小さい場合、前記残圧捨てポートと前記低圧側ポートとの間を連通させることを特徴とする。
　本発明によれば、弁板に設けられ、上死点側シリンダボアが低圧側ポートに連通するまでの間に連通する残圧捨てポートと、前記上死点側シリンダボアが前記低圧側ポートに連通するまでの間における前記上死点側シリンダボア内の残圧の値を実測あるいは推定によって求める残圧取得部と、を備え、方向切換弁が、前記残圧取得部が求めた残圧の値をもとに、前記残圧捨てポートと作動油タンクとの間の流路と、前記残圧捨てポートと前記低圧側ポートとの間の流路との切換及び流路遮断を行うようにしている。残圧取得部は、精度の高い残圧を取得しているので、高圧工程から低圧工程に移行する際に発生するエアレーションによるエロージョン（壊食）や騒音を低減し、かつ回転効率を高めることができる。
図１は、本発明の実施の形態１にかかる油圧ポンプの概要構成を示す断面図である。 図２は、図１に示した油圧ポンプのＡ－Ａ線断面図である。 図３は、図１に示した油圧ポンプのＢ－Ｂ線断面及び油圧ポンプに接続される作動油タンクの断面を示す図である。 図４は、シリンダブロックにおける弁板との摺動面を－Ｘ方向にみた構成を示す図である。 図５は、図３に示した方向切換弁のスプールストロークと開口面積との関係を示す図である。 図６は、図３に示した方向切換弁の残圧とスプールストロークとの関係を示す図である。 図７は、本発明の実施の形態２の構成を示す模式図である。 図８は、残圧が小の場合における方向切換弁の構成を示すＤ－Ｄ線断面図である。 図９は、残圧が中の場合における方向切換弁の構成を示すＤ－Ｄ線断面図である。 図１０は、残圧が大の場合における方向切換弁の構成を示すＤ－Ｄ線断面図である。 図１１は、本発明の実施の形態３の構成を示す模式図である。 図１２は、斜板角と残圧との関係を示す図である。 図１３は、回転速度と残圧との関係を示す図である。 図１４は、吐出圧と残圧との関係を示す図である。 図１５は、作動油温度と残圧との関係を示す図である。 図１６は、斜板角が最大となったときのシリンダボア内の状態を示す断面図である。 図１７は、斜板角が最小となったときのシリンダボア内の状態を示す断面図である。
　以下、図面を参照して、本発明を実施するための形態である油圧ポンプ・モータについて説明する。
（実施の形態１）
［油圧ポンプの全体構成］
　図１は、本発明の実施の形態１にかかる油圧ポンプの概要構成を示す断面図である。また、図２は、図１に示した油圧ポンプのＡ－Ａ線断面図である。図１および図２に示した油圧ポンプは、シャフト１に伝達されたエンジン回転とトルクとを油圧に変換し、吸込ポートＰ１から吸い込まれた油を、高圧の作動油として吐出ポートＰ２から吐出するものである。また、この油圧ポンプは、斜板３の傾斜角ａを変化させることによってポンプからの作動油の吐出量を可変にすることができる可変容量型の油圧ポンプである。
　以下、シャフト１の軸に沿った軸をＸ軸、斜板３が傾斜する際の支点を結ぶ線である傾斜中心軸に沿った軸をＺ軸、Ｘ軸，Ｚ軸に直交する軸をＹ軸とする。また、シャフト１の入力側端部から反対側端部に向かう方向をＸ方向とする。
　この油圧ポンプは、ケース２およびエンドキャップ８に、ベアリング９ａ，９ｂを介して回転自在に軸支されるシャフト１と、このシャフト１にスプライン構造１１を介して連結され、ケース２およびエンドキャップ８内でシャフト１と一体に回転駆動するシリンダブロック６と、ケース２の側壁とシリンダブロック６との間に設けられる斜板３とを有する。シリンダブロック６は、シャフト１の軸を中心に周方向に等間隔かつシャフト１の軸に平行に配置された複数のピストンシリンダ（シリンダボア２５）が設けられている。複数のシリンダボア２５内にはシャフト１の軸に平行に往復動可能なピストン５が挿入されている。
　各シリンダボア２５から突出する各ピストン５の先端には球面状の凹球が設けられる。球面状の凹部には、シュー４の球面状の凸部がはまりあい、各ピストン５と各シュー４とは球面軸受けを形成している。なお、ピストン５の球面状の凹部は、かしめられ、シュー４との離間が防止される。
　斜板３は、シリンダブロック６を臨む側には、平坦な摺動面Ｓを有する。各シュー４は、シャフト１の回転に連動するシリンダブロック６の回動に伴って、この摺動面Ｓ上に押圧されながら円状ないし楕円状に摺動する。シャフト１の軸まわりには、シリンダブロック６のＸ方向側内周に設けられたリング１４に支持されたばね１５と、このばね１５によって押される可動リング１６およびニードル１７と、ニードル１７に当接するリング状の押圧部材１８とが設けられる。この押圧部材１８によって、シュー４が摺動面Ｓに押圧される。
　ケース２の側壁には、斜板３側に臨んで突出した半球状の２つの軸受け２０，２１が、シャフト１の軸心を挟んで対称な位置に設けられている。一方、斜板３のケース２の側壁側には、軸受け２０，２１の配置位置に対応した部分に２つの凹球が形成される。そして、軸受け２０，２１と斜板３の２つの凹球とが当接することによって斜板３の軸受けが形成される。この軸受け２０，２１は、Ｚ軸方向に配置される。
　斜板３は、図２に示すように軸受け２０，２１を結ぶ線を軸（Ｚ軸に平行な軸）にしてＸ－Ｙ平面に垂直な平面内で傾く。この斜板３の傾きは、ケース２の側壁側から斜板３の一端をＸ方向に沿って押圧しつつ往復動するピストン１０によって決定される。このピストン１０の往復動によって、斜板３は、軸受け２０，２１を結ぶ線を支点として傾く。この斜板３の傾きによって摺動面Ｓも傾き、シャフト１の回転に伴ってシリンダブロック６が回転する。たとえば、図１，２に示すように、Ｘ－Ｚ平面からの傾斜角がａのとき、シリンダブロックがＸ方向にみて反時計回りに回転すると、各シュー４が摺動面Ｓ上を円状もしくは楕円状に摺動し、これに伴って各シリンダボア２５内のピストン５が往復動を行う。
　ピストン５が斜板３側に移動したときに弁板７を介して吸込ポートＰ１からシリンダボア２５内に油が吸引される。また、ピストン５が弁板７側に移動したときにシリンダボア２５内の油は弁板７を介して吐出ポートＰ２から高圧の作動油として吐出される。そして、この斜板３の傾きを調整することによって、吐出ポートＰ２から吐出される作動油の容量は可変制御される。
［弁板及びシリンダブロックの構成］
　ここで、エンドキャップ８側に固定された弁板７と、回転するシリンダブロック６とは、摺動面Ｓａを介して接している。図３は、図１に示した油圧ポンプのＢ－Ｂ線断面図である。また、図４は、シリンダブロック６における弁板７との摺動面Ｓａを－Ｘ方向にみた構成を示す図である。図３および図４に示した弁板７の摺動面Ｓａ側の端面とシリンダブロック６の摺動面Ｓａ側の端面とは、シリンダブロック６が回転することによって互いに摺動する。
　図３に示すように、弁板７は、吸込ポートＰ１に連通する弁板吸込ポートＰＢ１と、吐出ポートＰ２に連通する弁板吐出ポートＰＢ２とを有する。弁板吸込ポートＰＢ１と弁板吐出ポートＰＢ２とは、同一円弧上に設けられ、周方向に延びる繭形形状をなす。一方、図４に示すように、シリンダブロック６の摺動面Ｓａ側には、各ピストン５が往復動する９つのシリンダボア２５のポート（シリンダポート２５Ｐ）が、弁板吸込ポートＰＢ１および弁板吐出ポートＰＢ２が配置される同一円弧上に、等間隔で繭形形状をなして設けられる。
　ここで、図３および図４において、シリンダブロック６が、－Ｘ方向に向かう方向にみて時計回りに回転すると、図３において、紙面上側の弁板吐出ポートＰＢ２側において吐出工程が行われ、紙面下側の弁板吸込ポートＰＢ１側において吸込工程が行われることになる。従って、この場合、図３の紙面右端側が、吐出工程から吸込工程に切り替わり、シリンダボア２５内でピストン５が摺動面Ｓａ側に最も進入した上死点となり、シリンダボア２５内は、高圧状態から低圧状態に移行する。一方、図３の紙面左端側が、吸込工程から吐出工程に切り替わり、シリンダボア２５内でピストン５が摺動面Ｓａ側から最も離れた下死点となる。この下死点をシリンダポート２５Ｐが通過する場合、低圧状態から高圧状態に移行することになる。
　図３に示すように、弁板７には、ノッチ２６が設けられる。ノッチ２６は、弁板吐出ポートＰＢ２の下死点側の端部から下死点側に延びるように設けられる。ノッチ２６は、シリンダボア２５が弁板吐出ポートＰＢ２に連通する前の自己圧絞りとして機能する。このノッチ２６を設けることによって、シリンダボア２５と弁板吐出ポートＰＢ２とが連通する直前に、シリンダボア２５内の圧力は緩やかに弁板吐出ポートＰＢ２の圧力に近づく。この結果、シリンダボア２５と弁板吐出ポートＰＢ２との連通時におけるシリンダボア２５のエロージョンや騒音は抑止される。
　また、図３に示すように、弁板７には、残圧捨てポート３０が設けられる。残圧捨てポート３０は、シリンダポート２５Ｐの回転移動領域Ｅ内であって、上死点近傍から弁板吸込ポートＰＢ１に至る領域に設けられる。また、残圧捨てポート３０は、シリンダボア２５が弁板吸込ポートＰＢ１に連通する前に、シリンダボア２５と連通できる位置に設けられる。
［残圧取得部の構成］
　また、弁板７には、残圧検出ポート４０が設けられる。残圧検出ポート４０は、シリンダポート２５Ｐの回転移動領域Ｅの外側であって、上死点近傍から弁板吸込ポートＰＢ１に至る領域に設けられる。
　一方、図４に示すように、シリンダブロック６には、シリンダボア２５と残圧検出ポート４０とを連通する残圧ポート４１が設けられる。図３に示すように、残圧ポート開口４１ａは、摺動面Ｓａ側であって、残圧検出ポート４０の半径と同じ半径をもつ円周上を回転移動するように設けられる。すなわち、シリンダブロック６の１回転に１回、残圧検出ポート４０と残圧ポート４１とが連通する。残圧検出ポート４０の摺動面Ｓａ側の開口は、シリンダポート２５Ｐの回転移動領域Ｅの外側に設けられるため、残圧検出ポート４０と残圧ポート４１とが連通しない状態では、シリンダブロック６によって閉塞される。この結果、シリンダブロック６が１回転する間、残圧検出ポート４０と残圧ポート４１とが連通したときのシリンダボア２５内の残圧を保持する。
　なお、残圧検出ポート４０は、シリンダポート２５Ｐの回転移動領域Ｅ外に設けられればよく、回転移動領域Ｅの内側に設けてもよい。また、残圧ポート４１は、１つに限らず、例えば、シリンダボア２５の数分、設けても良い。さらに、残圧ポート４１は、１つのシリンダボア２５に対して複数設けてもよい。
　また、残圧検出ポート４０と残圧ポート４１との連通が終了した後に、シリンダボア２５と残圧捨てポート３０とが連通するように、残圧検出ポート４０、残圧ポート４１、残圧捨てポート３０がそれぞれ配置されることが好ましい。
　なお、上述した残圧検出ポート４０と残圧ポート４１とは、上死点近傍から、上死点側のシリンダボア２５が弁板吸込ポートＰＢ１に連通するまでの間におけるシリンダボア２５内の残圧の値を実測によって求める残圧取得部として機能する。
［方向切換弁］
　ここで、方向切換弁Ｖ１０は、残圧捨てポート３０、残圧検出ポート４０、弁板吸込ポートＰＢ１、及び作動油タンクＴに接続される。残圧捨てポート３０は、流路Ｌ１を介して方向切換弁Ｖ１０に接続される。残圧検出ポート４０は、流路Ｌを介して方向切換弁Ｖ１０に接続される。弁板吸込ポートＰＢ１は、流路Ｌ２を介して方向切換弁Ｖ１０に接続される。作動油タンクＴは、流路Ｌ３を介して方向切換弁Ｖ１０に接続される。
　方向切換弁Ｖ１０は、残圧検出ポート４０に保持された残圧を、スプールＳＰを動かす制御信号圧として用いる。方向切換弁Ｖ１０は、このスプールの移動によって、残圧捨てポート３０と弁板吸込ポートＰＢ１との流路と、残圧捨てポート３０と作動油タンクＴとの流路との切換を行う。
　図５に示すように、方向切換弁Ｖ１０は、検出した残圧の増大とともにスプールストロークを増大させるようにしている。そして、方向切換弁Ｖ１０は、検出した残圧が所定値ｔｈ１よりも小さい場合（領域ａの場合）、残圧捨てポート３０と弁板吸込ポートＰＢ１との流路を開放にするとともに、残圧の減少とともに流量を減少させる流量制御も行う。このとき、残圧捨てポート３０と作動油タンクＴとの流路は遮断されている。この場合、弁板吸込ポートＰＢ１の作動油は、流路Ｌ２、流路Ｌ１、残圧捨てポート３０を介してシリンダボア２５内に流れ、シリンダボア２５内の残圧が増大する。
　また、方向切換弁Ｖ１０は、検出した残圧が所定値ｔｈ１と所定値ｔｈ２との間である場合（領域ｂの場合）、残圧捨てポート３０と作動油タンクＴとの流路と、残圧捨てポート３０と弁板吸込ポートＰＢ１との流路は、ともに遮断される。
　さらに、方向切換弁Ｖ１０は、検出した残圧が所定値ｔｈ２よりも大きい場合（領域ｃの場合）、残圧捨てポート３０と作動油タンクＴとの流路を開放にするとともに、残圧の増大とともに流量を増大させる流量制御も行う。このとき、残圧捨てポート３０と弁板吸込ポートＰＢ１との流路は遮断されている。この場合、シリンダボア２５内の圧縮された作動油は、残圧捨てポート３０、流路Ｌ１、流路Ｌ３を介して作動油タンクＴに流れ、シリンダボア２５内の残圧が減少する。
　また、図６に示すように、残圧とスプールストロークとの関係は、比例関係である。
　なお、作動油タンクＴは、作動油を水平方向の領域Ｅ１，Ｅ２に仕切る仕切り板５０が設けられる。領域Ｅ１には、流路Ｌ３を介してエアが多く含まれたシリンダボア２５内の作動油が流入する。また、領域Ｅ２からは、流路Ｌ４を介して弁板吸込ポートＰＢ１側に作動油が供給される。領域Ｅ１に流入した作動油内のエアは、領域Ｅ１内で除かれる。領域Ｅ１内でエアの少なくなった清浄な作動油は、仕切り板５０の上部を介して領域Ｅ２内に流入する。なお、領域Ｅ２内では、作動油の流出口の上部に、水平に広がる遮蔽板５１が設けられている。この遮蔽板５１を設けることによって、沈降する塵などを含まない清浄な作動油が弁板吸込ポートＰＢ１側に供給される。
　この実施の形態１では、残圧検出ポート４０と残圧ポート４１とを用いてシリンダボア２５内の残圧を実測しているので、精度の高い残圧制御を行うことができる。たとえば、シリンダボア２５内の残圧が高い場合、この残圧を回転アシストとして用いることができる。また、シリンダボア２５内の残圧が低い場合、この残圧を高めて回転抑制とならないようにすることができる。この残圧制御によって回転効率が高められる。一方、シリンダボア２５内の残圧は、吐出工程から吸込工程への移行時に、弁板吸込ポートＰＢ１に連通するまでにスムーズに減圧することができる。このため、シリンダボア２５が弁板吸込ポートＰＢ１に連通した際、エアレーションの発生が抑えられる。また、これによって、エアレーションによるエロージョンや騒音が小さくなる。
（実施の形態２）
　この実施の形態２では、図７に示すように、実施の形態１に示した方向切換弁Ｖ１０が弁板７内に埋め込まれ、方向切換弁Ｖ１０は弁板７と一体化されている。方向切換弁Ｖ１０は、残圧検出ポート４０及び残圧捨てポート３０の近傍に設けられている。これによって、残圧検出ポート４０及び流路Ｌ、残圧捨てポート３０及び流路Ｌ１、及び流路Ｌ２の長さを短くすることができる。
［方向切換弁の構成］
　図８～図１０は、図７に示した方向切換弁Ｖ１０の構成を示すＤ－Ｄ線断面図である。図８は、残圧が小の場合のときの方向切換弁Ｖ１０の構成を示している。また、図９は、残圧が中の場合のときの方向切換弁Ｖ１０の構成を示している。さらに、図１０は、残圧が大のときの方向切換弁Ｖ１０の構成を示している。
　図８に示すように、スプールＳＰの上部には残圧検出ポート４０が連通している。また、スプールＳＰの下部方向のエンドギャップ８には、挿入孔６１が設けられ、その内周に沿ってコイルバネ６２がはめ込まれている。スプールＳＰの先端は、コイルバネ６２の内部に挿入される。そして、スプールＳＰは、残圧検出ポート４０が保持する残圧とコイルバネ６２の押圧力とが釣り合う位置で停止する。
　図８では、残圧が小さいので、コイルバネ６２の押圧力によってスプールＳＰが上側（残圧検出ポート４０側）に移動する。この状態で、流路Ｌ２と流路Ｌ１との間に開口が形成される。この結果、弁板吸込ポートＰＢ１からの作動油は残圧捨てポート３０側に流入する。これによって、シリンダボア２５内の残圧が弁板吸込ポートＰＢ１の圧に近づく。なお、流路Ｌ１，Ｌ３間は遮断される。
　また、図９に示すように、残圧が中の場合には、流路Ｌ１，Ｌ２間の開口及び流路Ｌ１，Ｌ３間の開口が形成されない。この結果、流路Ｌ１，Ｌ２間及び流路Ｌ１，Ｌ３間は、遮断された状態となる。
　さらに、図１０に示すように、残圧が大の場合には、スプールＳＰが残圧によってコイルバネ６２側に押し込まれる。このとき、流路Ｌ１，Ｌ３間に開口が形成される。この結果、シリンダボア２５内の作動油は、残圧捨てポート３０を介して作動油タンクＴに流入する。これによって、シリンダボア２５内の残圧は減少する。なお、流路Ｌ１，Ｌ２間は遮断される。
（実施の形態３）
　この実施の形態３では、斜板３の斜板角Ｄ１、シャフト１の回転速度Ｄ２、弁板吐出ポートＰＢ２からの吐出圧Ｄ３、及び弁板吐出ポートＰＢ２の作動油温度Ｄ４と、シリンダボア２５内の残圧との関係をもとに、シリンダボア２５内の残圧を推定し、この推定した残圧によって方向切換弁Ｖ１０を制御するようにしている。なお、この実施の形態３では、残圧を推定しているので、残圧検出ポート４０及び残圧ポート４１は設けていない。
　図１１は、本実施の形態３の構成を示す模式図である。図１１に示すように、コントローラＣＴには、上述した斜板角Ｄ１、回転速度Ｄ２、吐出圧Ｄ３、作動油温度Ｄ４が入力される。斜板角Ｄ１は、ピストン１０の往復動によるストローク量を取得することによって得られる（図２参照）。また、回転速度は、回転速度センサ１００によって取得される（図２参照）。また、吐出圧Ｄ３は、圧力センサ１０３によって得られる（図１参照）。また、作動油温度Ｄ４は、温度センサ１０４によって得られる（図１参照）。
　コントローラＣＴは、図１２～図１５に示した斜板角Ｄ１、回転速度Ｄ２、吐出圧Ｄ３、作動油温度Ｄ４と、残圧との関係をもとに、現在の油圧ポンプの状態での残圧を推定する。なお、図１２～図１５では、斜板角Ｄ１、回転速度Ｄ２、吐出圧Ｄ３、作動油温度Ｄ４と、残圧との関係がそれぞれ個別に示しているが、推定される残圧は、斜板角Ｄ１、回転速度Ｄ２、吐出圧Ｄ３、作動油温度Ｄ４、及び残圧の５次元マップによって得られる。また、斜板角Ｄ１、回転速度Ｄ２、吐出圧Ｄ３、作動油温度Ｄ４の全ての検出情報を用いなくてもよく、１以上の検出情報であってもよい。
　コントローラＣＴは、推定した残圧に対応する制御信号を、通信ラインＬＡを介して方向切換弁Ｖ１０に出力する。方向切換弁Ｖ１０は、コントローラＣＴから入力される制御信号をもとに電磁弁などを制御してスプールＳＰのストロークを制御する。
　方向切換弁Ｖ１０は、スプールストロークが制御されることによって、実施の形態１，２と同様に、流路Ｌ１，Ｌ３間の流路及び流路Ｌ１，Ｌ２間の流路の切換と流路遮断、及び流量制御を行う。
　例えば、コントローラＣＴは、斜板角Ｄ１が大きい場合には、図１６に示すように、残圧油量Ｌ１０が小さいことから、残圧の抜き出しに時間がかからないため、残圧が小さいと推定する。また、回転速度Ｄ２が小さい場合も、残圧の抜き出しに時間がかからないため、残圧が小さいと推定する。また、吐出圧Ｄ３が小さい場合は、その吐出圧Ｄ３の作動油がシリンダボア２５内に流入するので、残圧は小さいと推定する。また、作動油温度Ｄ４が大きい（高い）場合は、作動油の密度が低く粘性も低いため、残圧の抜き出しに時間がかからないため、残圧が小さいと推定する。
　一方、斜板角Ｄ１が小さい場合には、図１７に示すように、残圧油量Ｌ１０が大きいことから、残圧の抜き出しに時間がかかるため、残圧が大きいと推定する。また、回転速度Ｄ２が大きい場合も、残圧の抜き出しに時間がかかるため、残圧が大きいと推定する。また、吐出圧Ｄ３が大きい場合は、その吐出圧Ｄ３の作動油がシリンダボア２５内に流入するので、残圧は大きいと推定する。また、作動油温度Ｄ４が小さい（低い）場合は、作動油の密度が高く粘性も高いため、残圧の抜き出しに時間がかかるため、残圧が大きいと推定する。
　なお、ピストン１０の往復動によるストローク量の検出部、回転速度センサ１００、圧力センサ１０３、温度センサ１０４、及びコントローラＣＴは、シリンダボア２５内の残圧の値を推定によって求める残圧取得部として機能する。
　また、上述した実施の形態１～３では、油圧ポンプを一例として説明したが、これに限らず、油圧モータにも適用することができる。油圧モータの場合、高圧側が油圧ポンプの吐出側に対応し、低圧側が油圧ポンプの吸込側に対応することになる。
　さらに、上述した実施の形態１～３では、斜板式の油圧ポンプ・モータの一例を示したが、これに限らず、斜軸式の油圧ポンプ・モータであっても適用される。
　　　１　シャフト
　　　２　ケース
　　　３　斜板
　　　４　シュー
　　　５，１０　ピストン
　　　６　シリンダブロック
　　　７　弁板
　　　８　エンドキャップ
　　　９ａ，９ｂ　ベアリング
　　１１　スプライン構造
　　１４　リング
　　１５　ばね
　　１６　可動リング
　　１７　ニードル
　　１８　押圧部材
　　２０，２１　軸受け
　　２５　シリンダボア
　　２５Ｐ　シリンダポート
　　２６　ノッチ
　　３０　残圧捨てポート
　　４０　残圧検出ポート
　　４１　残圧ポート
　　４１ａ　残圧ポート開口
　　５０　仕切り板
　　５１遮蔽板
　　６１　挿入孔
　　６２　コイルバネ
　　１００　回転速度センサ
　　１０３　圧力センサ
　　１０４　温度センサ
　　ＣＴ　コントローラ
　　Ｄ１　斜板角
　　Ｄ２　回転速度
　　Ｄ３　吐出圧
　　Ｄ４　作動油温度
　　Ｌ，Ｌ１～Ｌ４　流路
　　ＬＡ　通信ライン
　　Ｐ１　吸込ポート
　　Ｐ２　吐出ポート
　　ＰＢ１　弁板吸込ポート
　　ＰＢ２　弁板吐出ポート
　　Ｓ，Ｓａ　摺動面
　　ＳＰ　スプール
　　Ｔ　作動油タンク
　　Ｖ１０　方向切換弁

Claims (6)

  1. 　回転軸まわりに複数のシリンダボアが形成されたシリンダブロックが、高圧側ポートと低圧側ポートとを有した弁板に対して摺動し、斜板の傾斜によって各シリンダボア内のピストンの往復動の量を制御するアキシャル型の油圧ポンプ・モータであって、
    　前記弁板に設けられ、上死点側シリンダボアが前記低圧側ポートに連通するまでの間に連通する残圧捨てポートと、
    　前記上死点側シリンダボアが前記低圧側ポートに連通するまでの間における前記上死点側シリンダボア内の残圧の値を実測あるいは推定によって求める残圧取得部と、
    　前記残圧取得部が求めた残圧の値をもとに、前記残圧捨てポートと作動油タンクとの間の流路と、前記残圧捨てポートと前記低圧側ポートとの間の流路との切換及び流路遮断を行う方向切換弁と、
    　を備えたことを特徴とする油圧ポンプ・モータ。
  2. 　前記方向切換弁は、流量調整機構を有することを特徴とする請求項１に記載の油圧ポンプ・モータ。
  3. 　前記残圧取得部は、
    　前記シリンダブロックに設けられ、前記シリンダブロックと前記弁板との摺動面であって前記シリンダボアの回転移動領域外に開口を有し、前記シリンダボア内に連通する残圧ポートと、
    　前記弁板に設けられ、前記シリンダブロックの回転に伴って前記残圧ポートの開口を介して前記残圧ポートと一時的に連通して前記上死点側シリンダボア内の残圧を検出して保持する残圧検出ポートと、
    　を備え、
    　前記方向切換弁は、前記残圧検出ポートが保持する残圧を制御信号圧として流路切換及び流路遮断を行うことを特徴とする請求項１または２に記載の油圧ポンプ・モータ。
  4. 　前記方向切換弁は、前記弁板内に一体形成されることを特徴とする請求項３に記載の油圧ポンプ・モータ。
  5. 　前記残圧取得部は、斜板角、回転速度、吐出圧、作動油温度のうちの１以上の値を検出する検出部、及び、該１以上の値をもとに前記上死点側シリンダボア内の残圧を推定し、該推定した残圧をもとに前記方向切換弁の制御信号圧を生成するコントローラであることを特徴とする請求項１または２に記載の油圧ポンプ・モータ。
  6. 　前記方向切換弁は、前記残圧の値が第１所定値よりも大きい場合、前記残圧捨てポートと作動油タンクとの間を連通させ、前記残圧の値が前記第１所定値と該第１所定値よりも小さい第２所定値との間である場合、前記残圧捨てポートと作動油タンクとの間及び前記残圧捨てポートと前記低圧側ポートとの間を遮断し、前記残圧の値が前記第２所定値よりも小さい場合、前記残圧捨てポートと前記低圧側ポートとの間を連通させることを特徴とする請求項１～５のいずれか一つに記載の油圧ポンプ・モータ。
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Cited By (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2019167922A (ja) * 2018-03-26 2019-10-03 日立建機株式会社 可変容量型斜板式閉回路用油圧ポンプ
CN114364874A (zh) * 2019-10-03 2022-04-15 株式会社小松制作所 液压泵马达

Families Citing this family (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102018205884A1 (de) * 2018-04-18 2019-10-24 Robert Bosch Gmbh Axialkolbenmaschine mit Druckentlastung in den Durchtriebsraum
US11592000B2 (en) * 2018-07-31 2023-02-28 Danfoss Power Solutions, Inc. Servoless motor
JP7377095B2 (ja) 2019-12-19 2023-11-09 株式会社小松製作所 油圧ポンプ・モータ
KR102435132B1 (ko) * 2020-10-13 2022-08-23 전인준 에어 배출 구조를 갖는 유압 제공장치
CN117189456B (zh) * 2023-11-07 2024-04-16 华侨大学 基于滑套换向的径向柱塞液压装置及工作方法

Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5171503A (ja) * 1974-12-18 1976-06-21 Mitsubishi Heavy Ind Ltd
JPS55152369U (ja) * 1979-04-19 1980-11-04
JPS62139983A (ja) * 1985-12-16 1987-06-23 Hitachi Constr Mach Co Ltd 液圧ポンプ・モ−タ装置
JPH0214475U (ja) * 1988-07-14 1990-01-30
JPH08284805A (ja) * 1995-04-17 1996-10-29 Hitachi Constr Mach Co Ltd アキシャルピストン型液圧回転機
EP2199609A2 (de) * 2008-12-16 2010-06-23 Robert Bosch GmbH Axialkolbenmaschine mit Pulsationsminderung
JP2014111914A (ja) * 2012-12-05 2014-06-19 Komatsu Ltd 油圧ポンプ・モータ

Family Cites Families (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPH09280159A (ja) 1996-04-12 1997-10-28 Hitachi Constr Mach Co Ltd アキシャルピストン型油圧ポンプ
JP2000064950A (ja) 1998-08-21 2000-03-03 Honda Motor Co Ltd 斜板プランジャ式油圧装置
US8047120B2 (en) * 2005-02-10 2011-11-01 Komatsu Ltd. Hydraulic piston pump with a balance valve
JP4542473B2 (ja) 2005-06-30 2010-09-15 株式会社カワサキプレシジョンマシナリ 弁板およびそれを備える液圧装置
DE112008002255T5 (de) * 2007-09-19 2010-07-22 Komatsu Ltd. Hydraulikpumpenmotor und Verfahren zur Vehinderung einer Pulsation eines Hydraulikpumpenmotors

Patent Citations (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JPS5171503A (ja) * 1974-12-18 1976-06-21 Mitsubishi Heavy Ind Ltd
JPS55152369U (ja) * 1979-04-19 1980-11-04
JPS62139983A (ja) * 1985-12-16 1987-06-23 Hitachi Constr Mach Co Ltd 液圧ポンプ・モ−タ装置
JPH0214475U (ja) * 1988-07-14 1990-01-30
JPH08284805A (ja) * 1995-04-17 1996-10-29 Hitachi Constr Mach Co Ltd アキシャルピストン型液圧回転機
EP2199609A2 (de) * 2008-12-16 2010-06-23 Robert Bosch GmbH Axialkolbenmaschine mit Pulsationsminderung
JP2014111914A (ja) * 2012-12-05 2014-06-19 Komatsu Ltd 油圧ポンプ・モータ

Cited By (3)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
JP2019167922A (ja) * 2018-03-26 2019-10-03 日立建機株式会社 可変容量型斜板式閉回路用油圧ポンプ
CN114364874A (zh) * 2019-10-03 2022-04-15 株式会社小松制作所 液压泵马达
CN114364874B (zh) * 2019-10-03 2023-10-17 株式会社小松制作所 液压泵马达

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