JPS597034B2 - カヘントシユツガタテイソウオンエキアツポンプ - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】 本発明は可変吐出型液圧ポンプの改良に係る。

第１図，第２図に示すごとく、従来の弁盤を有する形式
のポンプでは主軸１に固定されたシリンダブロック２に
数個のピストン３が挿入されており、主軸１′を回転さ
せると、ピストン３が斜板４′に圧接しながらシリンダ
ブロック２′のシリンダ５′内で、主軸１０１回転毎に
１往復する運動を行うようになっている。

いま、主軸１か図中矢印Ａ方向に廻るとすれば、ピスト
ン３は主軸軸端よりみてシリンダブロック２′の左側半
分で、シリンダ５′から抜け出る方向に動き（吸入行程
）、右側半分でシリンダ５内に入り込む方向に動《（吐
出行程）よりになっている，また、弁盤６′にはシリン
ダブロック２′との摺動而の左側と右側に、半円弧形に
開口するポート７′及び８′があり、主軸１が上記のご
とく右廻りに廻わるとすると、一方のピストン３′はシ
リンダ５′から抜け出る方向に動いて左側ポート７′よ
り液体を吸入し、他方のピストン３′はそのシリンダ５
′内に入り込む方向に動いて右側ポート８′よりその液
体を吐出するようになっている。

また、吐出量を変える場合はポンプケーシング９′に支
持された斜板４′の傾斜を変えることにより、ピストン
３′のストロークを変え吐出量を変化させる構造になっ
ている。

また斜板の傾角を固定して使用すれば、定吐出になるの
は勿論である。

上記の液圧ポンプでは斜板４′の傾角を変えることによ
り可変ストローク，可変吐出機構を容易に実現できるが
、騒音振動は一般に大きいという欠点があった。

上記騒音の原因を分析した結果、主因はシリンダ５′内
のピストン３′によって仕切られたピストン室１０か、
吐出側（高圧側）のポート８に接続される瞬間に、吐出
ポート８より前記ピストン室１０側へ液体の逆流が発生
し、吐出流量の変動及びそれに伴う圧力変動及びシリン
ダ内圧力の急変による加振力が発生源であることが判明
した。

上記の点を第３図，第４図により詳細に説明する。

第３図はポンプの吐出行程を４つの段階に分けて示した
もので、第１ステップ■はヒストン３か下死点位置にあ
る状態、第２ステップ■はシリンダブロック２が若干回
転し、ピストン室１０か弁盤６の吐出ポート８に接続さ
れた瞬間の状態、第３ステップ■′はシリンダブロック
２′力一更に回転しピストン３の前進によりピストン室
１０内圧が吐出ポート８の圧力より高くなり、液体が吐
出され始めた状態、第４ステップＭは吐出行程を終りピ
ストン３か上死点に位置する状態を示している。

上記において、第２ステップｎ′ｌＪ一問題である。

即ち、吸入行程の直後で内圧がほｇ零に近い状態のピス
トン室１０′が、いきなり内圧１ ０ ０Ｖ４／ｃｄ以
上の高圧になってい慝弁盤６′の吐出ポート８′に接続
されるため、接続の瞬間においてその圧力差により、吐
出ポート８′からピストン室１０′に向けて液体の１部
が急激に逆流する。

この逆流液体量の絶対値はさほど多《ないが、逆流が極
めて短時間内に行なわれるので、単位時間あたりの液体
移動量は極めて太き《、これによるピストン室１０猶の
圧力変動あるいはショックは極めて大きい。

またもう一つの騒音の原因は吸入行程時の圧力の急降下
である。

このような吸入．吐出行程時の圧力の急変を避け、ゆる
やかな圧力変動により騒音低減を計るために従来は第４
図イに示すように弁盤６の吸入ポート７、吐出ポート８
を軸芯について非対象とし、予圧縮角θＣ区間でピスト
ンが閉じ込み圧縮を行ない予膨張θｅ区間で閉じ込み膨
張を行なうようになっている。

しかし予圧縮角θＣをどの位にすれば前記液体の逆流を
防止できるか明確にはわからず、予圧縮角θＣを設げて
も実際にピストン室１０内圧力を計測してみると第４図
口に示すようにピストン室１０と吐出ポート８か連通し
た直後の圧力の急変すなわち衝撃圧Ｐが計測される。

また吸入側の騒音は吐出圧力が一定の場合はよいが吐出
圧力が変化した場合は第５図１，１１０ようになる。

１図は吐出圧力の低い場合、１１図は高い場合である。

すなわち、第４図口に示すごとく一定の吐出圧力をＰｄ
とすると、吐出圧力が低い場合はｉ図においてピストン
室１０′内圧は予膨張区間θｅの途中ａ点で大気圧まで
下降し、ａ点よりｂ点迄の区間は過膨張によりバキュー
ムを起し、ピストン室１０丙に気泡発生等の悪影響を残
す。

また、吐出圧力が高い場合はｉｉ図において予膨張区間
終了のＣ′点でピストン室１σ内圧の下降が完了しない
ため、Ｃ′点よりｄ′点迄はピストン室１０′内圧が急
下降し、騒音を減少させる効果は少い。

上記のごとく、第４図に示した弁盤の液圧ポンプは一定
の吐出圧力に対してしか効果が少く、しかもバキューム
等の危険性のため十分な予膨張区間の確保は困難であり
、予膨張角θｅは１０〜２０°位しか設計できなかった
。

さらに第１図に示すようなポンプではシリンダの吸入孔
１１と吐出孔１２が屈曲して設けられているので、同吸
入孔１１妊出孔１２鍮の液圧によってシリンダフ狛ツク
２′にスラストがかかり、これがシリンダブロック等の
回転部材の振動原因になるし、また弁盤６を直接シリン
ダブロック２に圧接しているのでピストン室１０内の圧
力が上昇してくると、弁盤６とシリンダブロック２との
摺動面１３に離反力を発生させるが、ピストン室１０内
の油圧は圧縮加圧されつつ変動しているので弁盤６と静
圧バランスさせることが極めてむづかしく、これによっ
て振動が誘起され、騒音の原因となっていた。

以上のような騒音原因が重なって、従来の可変吐出型液
圧ポンプは１００ホン近い高い騒音を発生し、作業環境
を著し《阻害していた。

本発明は叙上のような従来ポンプの騒音原因を除去し、
低１騒音のポンプを提供することを目的とする。

そして本発明の特徴とする処は、ケーシングに固着され
た弁盤と、ケーシングに回転自在に支持された主軸と、
同主軸に固着され、前記弁盤に摺接して回転するシリン
ダブロックと、同シリンダブロックに穿設した多数のシ
リンダ内に夫々挿入内蔵されて吐出行程及び吸入行程を
交互に行なうために上死点との間を往復動せしめられ、
上死点においてその吐出行程を完了するピストンと、同
各ピストンの一端が摺接する斜板とを有する型式の可変
吐出型液圧ポンプにおいて、前記弁盤に設げられた吸入
側半円弧形ポートと、前記ピストン室内に挿入され、ピ
ストン室内圧により弁盤に圧接し、吸入行程において前
記吸入側半円弧形ポートに連通ずるスリッパパッドと、
前記シリンダブロックに穿設された各シリンダからシリ
ンダブロックの回転中心方向に開口した吐出専用ポート
と、同吐出専用ポートとケーシングに設げた吐出口とを
連通ずるように主軸内に設けられた吐出孔と、吐出行程
時ピストン室内圧が吐出圧力より大のとき開《ように前
記吐出専用ポートに内蔵された逆止弁と、弁盤またはピ
ストンの一端が摺接する斜板にピストンが前進して少く
とも上死点に達する前の位置に設けた減圧オリフイスと
を具備したことにあり、前記ピストン室内に挿入された
スリッハハッドがピストン室内圧により弁盤に圧接し、
吸入行程において前記吸入側半円弧形ポートに連通ずる
ので、その平衡は埋惺的に行なえ、振動が誘起されたり
することはない。

そして吐出専用ポートに内蔵した逆止弁により、吐出側
からのピストン室内への流体と逆流現象は防止され、ピ
ストン室内の圧力の急変に伴う騒音は発生しないし、弁
開閉音は外部に洩れにくい。

また主軸内に設けた吐出孔により、逆止弁の閉方向がシ
リンダブロックの回転に伴う遠心力と同方向に配置でき
、逆止弁の構造は簡略化され、耐久性は向上し、コスト
は低減する。

さらに上死点に達しない位置で減圧オリフイスにより減
圧するので、緩やかな圧力降下をもたらし、低圧時のキ
ャビテーション発生も解消される。

このようにして低騒音化が達成される。

以下、本発明の一実施例を第６図で説明すると、１は主
軸、２は主軸１に固着されたシリンダフ狛ツク、３はシ
リンダブロック２に複数個穿設されたシリンダ、４は各
シリンダ３に挿入されているピストン、５は上記ピスト
ン４の一端がリテーナ６を介して取付げられている斜板
７はケーシング８にピン９によって固着されている弁盤
、１０はピストン室、１１は各ピストン室１０内に挿入
され、リテーナリング１２、スプリング１３により弁盤
７に圧接摺接されたスリッパパッド、１５はシリンダブ
ロック２の主軸１囲りに設げられた吐出溝、１４は吐出
溝１５と各ピストン室１０とを連通ずるためシリンダブ
ロック２０回転中心方向に穿設された吐出専用ポート、
１６は吐出専用ポート１４に設げられた逆止弁、１７は
主軸１に設げられた吐出孔、１８は主軸１の一端に設け
られたシール装置で、シールリング１９が固着されてい
る。

２０は前記吐出孔１１を連通ずるようにケーシング８に
設げられた吐出口、２１はケーシング８に設げられた吸
入口、２２は前記弁盤７に設げられた半円弧形の吸入専
用ポート、２３は弁盤７に設げられた減圧用（油逃し用
）オリフイスで、同オリフイス２３はピストンの上死点
より手前の位置に設けられ、上死点を僅かにこえた位置
まで伸びている。

２４は同オリフイス２３とケーシング内部２５とを連通
ずる油逃し孔である。

このような装置において主軸１を回転させると、吸入行
程においてピストン４は下降し、液体は矢印ａで示すよ
うに吸入口２１から弁盤７に設げられた吸入側半円弧形
ポート２２およびスリッパパツド１１を介してピストン
室１０に吸入される。

一方吐出行程に入ると吸入ポート２２は吐出行程中は閉
じられ、ピストン４が上昇し、ピストン室１０内の圧力
が吐出圧力より大きくなると逆止弁１６が開いて液体は
、吐出専用ポート１４吐出溝１５及び吐出孔１７を介し
て吐出口２０から矢印ｂのように吐出される。

このような装置によれば、吐出ポートからピストン室へ
の液体の急激な逆流を阻止できる。

第７図はシリンダの１回転中の展開図を示すもので仕出
行程を４つのステップに分けて示してある。

第１ステップ■はピストン４が下死点位置にある状態、
第２ステップ■はシリンダブロック２が僅かに回転した
状態、第３ステップ■はシリンダブロック２が更に回転
し、ピストン４の前進によりピストン室１０の内圧が吐
出溝１５の内圧より高くなり、吐出専用ポート１４を経
て液体が吐出されはじめた状態、第４ステップ■は更に
ピストン４が前進した状態を示す。

上記第１ステップ■では本発明ポンプ、従来ポンプとも
差異はないが、第２ステップＨにおいて差異を生ずる。

即ち、ピストン室の吐出ポートが弁盤の高圧側ポート、
即ち吐出側半円弧形ポートに接続された瞬間に、従来の
第１図，第２図のポンプ構造なら吐出側半円弧形ポート
８′からピストン室１０１則への液体の逆流を生じ、こ
れが原因で騒音を惹起するところであるが、この実施例
の場合は吐出専用ポート１４内に逆止弁１６が設けられ
ているため、圧力差によって前記逆止弁１６が閉じ、液
体のピストン室１０への逆流を完全に阻止するようにな
っている。

そして、逆止弁１６が閉じている間はピストン室１０内
の液体は、出口を塞がれた状態になっているので、この
状態でシリンダブロック２が更に回転スると、ピストン
４が前進してピストン室１０内の液体を加圧するので、
同液体の圧力が除除に高まり第３ステップ■の位置に来
たとき、ついに吐出溝１５の内圧より高くなるようにな
っている。

その瞬間に逆止弁１６は押し開らかれ、ポンプは液体の
吐出をはじめ、その結果ピストン室１０内の圧力変化は
第８図においてＰで示すように急激な圧力変動がなくな
る。

（なおθｃｖは予圧縮角である。

）さらにピストン４が前進して第７一図に示すＤ点にく
るとピストン室１０が減圧用オリフイス２３と連通し、
ピストン４の前進による吐出量よりオリフイス２３から
油逃し孔２４を介してケーシング内部２５へ逃げる油量
が多い場合はピストン室１０内圧力は吐出圧力以下にな
るため直ちに逆止弁１６が閉じピストン室１０内圧力は
減圧を開始する。

しかしＤ点から上死点に至るまではピストン４は前進し
ており、オリフイス２３からの油逃げ量を補足するため
圧力降下はゆるやかに行われさらにＦ点に達した時点で
ピストン室１０は弁盤７の吸入側ポート２２に連通ずる
。

従って減圧区間は第７図に示すようにＤ点からＦ点まで
となり、減圧角度θｄは４０〜５０も確保できるので緩
やかな圧力降下が可能となり騒音の゛低下に寄与する。

また本発明のような減圧オリフイス２３による減圧方式
をとった減圧ポンプは第９図のように吐出圧力が変化し
た場合も有効である。

すなわち第９図Ａに示すように吐出圧力が低い場合はオ
リフイス２３からの逃げ量が小さいため減圧効果が小と
なりピストン室１０内圧力の下降速度は遅《曲線Ｐ１の
ようになる。

吐出圧力が高い場合は逆でＢ図の曲線Ｐ２のごと《下降
速度が早い。

いずれにしても第５図の減圧手段のない従来の場合を示
す曲線Ｐ“より緩やかである。

また、通常の閉じ込み膨張による低圧時のキャビテーシ
ョンや、高圧時の圧力急下降等の不具合現象は大巾に緩
和される。

上記実施例では減圧オリフイス２３を弁盤７に設げてい
るがピストン４が摺接する斜板５に設けてもよい。

叙十のように本発明では、逆止弁及び減圧オリフイスに
よって吐出，吸入時の圧力変動を小さ《しているので騒
音が著し《低減できるが、さらに音を低くするには逆止
弁１６を改良すればよい。

すなわち液圧ポンプの吐出弁として逆止弁１６を使用す
ると１秒間に数１０回の開閉を行なうので、その開時に
ポペットが異常な振動を起し、異常音を発生し騒音の増
大及び機器の耐久性に悪影響を及ぼす。

これを緩和するために第１０図及び第１１図に示すよう
に逆止弁１６のポペット１６１の周囲のバネ受１６２ま
たはバルブシ一ト１６３に油溜り１６４を設げ、同油溜
り１６４にオリフイス１６５を設ければよい。

なお、１６６はスプリングである。

すなわちポペット１６１が高周波振動をしようとすると
、油溜り１６４の油を圧縮し、油溜り１６４はオリフイ
ス１６５を除《と密室になっており、急激な運動が防止
される。

このためオリフイス１６５の径を適当に選定することに
より、正規の開閉には全く支障がな《、異常振動は防止
でき騒音が低減できる。

なお１６６はスプリングであり、この逆止弁の形状は種
々考えられる。

以上具体的に説明したように、本発明は、ケーシングに
固着された弁盤と、ケーシングに回転自在に支持された
主軸と、同主軸に固着され、前記弁盤に摺持して回転す
るシリンダブロックと、同シリンダブロックに穿設した
多数のシリンダ内に夫々挿入内蔵されて吐出行程及び吸
入行程を交互に行なうために上死点と下死点との間を往
復動せしめられ、上死点においてその吐出行程を完了す
るピストンと、同各ピストンの一端が摺接する斜板とを
有する型式の可変吐出型液圧ポンプにおいて、前記弁盤
に設げられた吸入側半円弧形ポートと、前記ピストン室
内に挿入され、ピストン室内圧により弁盤に圧接し、吸
入行程において前記吸入側半円弧形ポートに連通ずるス
リッパパッドと、前記シリンダブロックに穿設された各
シリンダからシリンダブロックの回転中心方向に開口し
た吐出専用ポートと、同吐出専用ポートとケーシングに
設げた吐出口とを連通ずるように主軸内に設けられた吐
出孔と、吐出行程時ピストン室内圧が吐出圧力より犬の
とき開くように前記吐出専用ポートに内蔵された逆止弁
と、弁盤またはピストンの一端が摺接する斜板にピスト
ンが前進して少《とも上死点に達する前の位置に設けた
減圧オリフイスとを具備して可変吐出型低騒音液圧ポン
プを構成したので、 （り 吐出専用ポートに内蔵した逆流防止用の逆正弁に
より、吐出側からのピストン室内への液体の逆流現象を
防止し、ピストン室内の圧力の急変に伴う騒音の発生源
となる加振力を押えることが出来る。

（２）また、一定圧まで開かない前記逆止弁の設置によ
り、ピストン室内の圧力を吐出側の圧力（吐出圧）にな
るまで閉じ込み圧縮を行なわせ、圧力変化をゆるやかな
ものとして機械的な加振力を大巾に改善することが出来
る。

なおまた、ピストン室容積を意識的に太き《することに
より、閉じ込み圧縮行程の所要時間を積極的に長くとり
、圧力変化（吐出圧）を一層ゆるやかにすることも可能
である。

（３）従来よりシリンダブロックを固定し斜板の方を回
転させて、ピストンを往復動させる形式の液圧ポンプが
存在し、この形式のポンプでは構造上弁盤をもつことが
不可能なため吐出弁（逆止弁）を持つ必要があり、この
形式のポンプは一般に弁盤を持つ液圧ポンプに比べて騒
音振動は小さい優れた特性を有しているが斜板が回転し
ているのでその煩斜角を操作することはむずかしく吐出
量を可変にすることが困難である。

この点本発明は弁盤を有するポンプでは斜板は回転しな
いので可変ストロークも、可変吐出もでき、しかも上記
弁盤を持たない形式のポンプとほぼ同等あるいは更に優
れた低騒音ポンプを提供することが出来る。

（４）従来の弁盤を有する形式の液圧ポンプにおいては
、ポンプが吐出行程を終え吸入行程に移るとき、ピスト
ン室が低圧の吸入側半円弧形ポートに急激に接続される
ために生ずるピストン室内圧の急降下によるショックを
避けるため、吸入側半円弧形ポートの始端を短くこの短
《した部分においてピストン室内液体を閉じ込み膨張さ
せることがあるが、この場合キャビテーション等により
ピストン室内に気体が混入しやす《なるものであり、気
体の混入があれば吐出行程時に前記の逆流現象が増々助
長されるため、充分な閉じ込み膨張区間を確保すること
が困難であった。

即ち、使用圧力一定、定吐出量型にしか適用できなかっ
た。

これに対し、本発明によるときはピストン室内にキャビ
テーションによる気体混入があっても、吐出時にはピス
トン室内の圧力が吐出側と等圧になるまで閉じ込み圧縮
を行なうため、キャビテーションによる異音の発生は殆
んどなく、ただ吐出液量に若干の影響が出る程度となる
ため、上死点における閉じ込み膨張区間を設け、急激な
減圧によるショックを避けることが出来る。

：５）逆止弁の閉方向が遠心力と同方向となり逆止弁用
のバネは設計が容易となるばかりでなく、バネを用いな
い逆止弁の構造も可能となるのでコスト、耐久性の点で
大きなメリットがある。

：６）始動時、シリンダ中の空気は比重の違いから、遠
心力によって、シリンダブロック２の中心方向に集って
くるが吐出専用ポート１４がシリンダブロック２の中心
側に設けられているので空気の排出が容易となり、騒音
上有利である。

：７）吐出圧及び遠心力は共に逆止弁のゆるみを防止す
る方向に作用するので逆止弁装着固定の信頼性が高《な
る。

（８）また逆止弁１６がポンプの内側である吐出専用ポ
ート内に配置されているので弁開閉音が外部へ洩れに《
《、騒音上有利である。

（９）また本発明では弁盤または斜板にピストンの上死
点に至る手前位置に油を逃す減圧オリフイス２３が設け
られているのでピストン前進中、これが上死点に適しな
い位置で減圧を行なうことが可能となり、従って有効減
圧区間を４００以上という緩やかな圧力降下をもたらす
ことが出来、低圧時のキャビテーション発生も解消し低
騒音にできる。

なお、実施例で示すように弁盤７とシリンダ３０間に設
けられたスリッパパツド１１はシリンダ内圧により直接
弁盤７に圧接されているので、力の平衡は理想的に行な
うことができ振動が誘起されたり、シリンダに対してス
ラストを発生する恐れがな《、振動的な漏洩を生じる恐
れもないので騒音は低下する。

弁盤Ｉとシリンダ３との間にスリッパパツド１１を設げ
ることにより力の平衡が理想的なものとなる理由を以下
に説明する。

各ピストン室１０が各々独立した内圧を持っていても、
各ピストン室のスリッパパツド１１が第１２図のごと《
バランスをすればよいので、バランスがとれることにな
る。

例えば、あるピストン室１０においてピストン径ｄｐス
リッパパッド外径ｄ２スリッパパッド内径ｄｌ及びスリ
ッパパッドの離反力，押付力をそれぞれＦ ｒ ＋ Ｆ
ａとすると、となるため、スリッパパッドの内径ｄ１
及び外径ｄ２を適当に決めることにより油圧平衡比εは
ピストン室の内圧に無関係にε＝１即ち力の平衡は理想
的な状態となる。

また、本実施例では各ピストン室にそれぞれスリッハハ
ッドを有し、各ピストン室ごとにバランスをとればよい
ので簡単な構造でバランスをとることができる。

又第１図のもののピストン室内圧は第１３図のごと《壁
面に直角に全部均一に分布しており、この分布荷重を相
殺するとスラストカが残る。

すなわち、スラストカ＝子（ｄ７−ｄａ２）・Ｐ曲げモ
ーメント＝ｆｄｆ−ｐ−Ｘ１−〒ｄａ２・ｐ−Ｘ２スラ
ストカと曲げモーメントを共に０にすることは非常に難
かしい。

第１３図では１個のピストン室におけるスラスト力と曲
げモーメントについて記したが、実際はピストン本数ｎ
個について動的バランスを取る必要があり、完全バラン
スを望めなかったが、実施例においては吐出専用ポート
１４をシリンダブロック２０半径方向に設け、シリンダ
３の穴はシリンダブロック２をまっすぐ貫通するように
設けているので、ピストン室１０の圧力が上ってもンリ
ンダブロック２にスラストがかからず、従って回転軸部
分は極めてスムースに回転し、振動要因を除去できる。

また逆止弁に油溜りと、オリフイスによりオイルダンパ
ーの機能を持たせることにより、逆止弁の異常振動を防
止し液圧ポンプの騒音低減及び耐久性向上を計ることが
できる。

叙上のような低騒音要素を組合せることにより第１４図
に示すように騒音レベルを著し《低くすることができる
。

すなわち４００ｔ／ｍｉｎ程度の吐出量を有する従来の
液圧ポンプでは常用圧力２１０Ｋｇ／ｃｄにおいて９８
〜９９ホンという極めて高い音を発生していたが９０ホ
ン以上になると人間の耳に感ずる騒音の度合が著し《大
きくなり、ポンプの近くでは話もできないほど作業環境
を著しく悪くしていた。

しかるに実施例のものでは騒音レベルは第１４図のａ曲
線のようになり常用圧力２１０Ｋ９／ｃｒＡでも８６〜
８７ホン位で従来のポンプよりも１０ホン以上も低《す
ることができる。

さらに本発明において、逆止弁に第１０図及び第１１図
に示すように油溜りを設ければ、騒音レベルｂ曲線に示
すようにさらに２〜３ホン低くなり、８５ホン以下の極
めて音の低いポンプとなり、騒音防止上極めて有益であ
る。

【図面の簡単な説明】

第１図は従来の可変吐出型液圧ポンプの縦断面図、第２
図は第１図の■一■矢視図、第３図は第１図，第２図に
示された従来の液圧ポンプの吐出行程の状態を示す説明
図、第４図イは従来の弁盤の端面図、叫まイに示し，た
弁盤を使用した場合のピストン室内圧力線図、第５図は
従来のポンプにおいて吐出圧力が変化した場合のピスト
ン室内圧力状態を示すもので１は吐出圧力が低い場合、
１１は高い場合の曲線図、第６図は本発明の一実施例を
示す可変吐出型低騒音液圧ポンプの縦断面図、第７図は
第６図に示すポンプのシリンダが一回転中の状態を示す
展開図、第８図のＡは、第６図に示すポンプの弁盤の端
面図、Ｂは予膨張時のピストン室内圧力の状態を示す曲
線図、第９図は第６図に示すポンプの吐出圧力が変化し
た場合のピストン室内圧力状態を示し、Ａは吐出圧力が
低い場合の曲線図、Ｂは高い場合の曲線図、第１０図は
バネ受げにオイルダンパーを設けた逆止弁の縦断面図、
第１１図はバルブシ一トにオイルダンパーを設けた逆止
弁の縦断而図、第１２図はスリッパパッドを設けた場合
の各ピストン室の力の平衡状態を示す説明図、第１３図
は、従来の液圧ポンプにおいて生ずるスラスト力曲げモ
ーメントについての説明図、第１４図はポンプ容量４
０ ０ ｔ／ｍｉｎの場合の従来の液圧ポンプと本発明
に係わるポンプとの、騒音レベルを比較したグラフであ
る。 １・・・・・・主軸、２・・・・・・シリンダブロック
、３・・・・・・シリンダ、４・・・・・・ピストン、
５・・・・・・斜板、Ｉ・・・・・・弁盤、１１・・・
・・・スリッパパッド、１４・・・・・・吐出専用ポー
ト、１６・・・・・・逆止弁、１７・・・・・・吐出孔
、２２・・・・・・吸入側半円弧形ポート、２３・・・
・・・減圧オリフイス、１６１・・・・・・ポペット、
１６２・・・・・・バネ受、１６３・・・・・・バルブ
シ一ト、１６４・・・・・・油溜り、１６５・・・・・
・油溜り用オリフイス。

Claims (1)

【特許請求の範囲】
1. １ ケーシングに固着された弁盤と、ケーシングに回転
   自在に支持された主軸と、同主軸に固着され、前記弁盤
   に摺接して回転するシリンダブロックと、同シリンダブ
   ロックに穿設した多数のシリンダ内に夫々挿入内蔵され
   た吐出行程及び吸入行程を交互に行なうために上死点と
   下死点との間を往復動せしめられ、上死点においてその
   吐出行程を完了するピストンと、同各ピストンの一端が
   摺接する斜板とを有する型式の可変吐出型液圧ポンプに
   おいて、前記弁盤に設げられた吸入側半円弧形ポートと
   、前記ピストン室内に挿入され、ピストン室内圧により
   弁盤に圧接し、吸入行程において前記吸入側半円弧形ポ
   ートに連通ずるスリッパパッドと、前記シリンダブロッ
   クに穿設された各シリンダからシリンダブロックの回転
   中心方向に開口した吐出専用ポートと、同吐出専用ポー
   トとケーシングに設げた吐出口とを連通ずるように主軸
   内に設けられた吐出孔と、吐出行程時ピストン室内圧が
   吐出圧力より犬のとき開《ように前記吐出専用ポートに
   内蔵された逆止弁と、弁盤またはピストンの一端が摺接
   する斜板にピストンが前進して少くとも上死点に達する
   前の位置に設けた減圧オリフイスとを具備したことを特
   徴とする可変吐出型低騒音液圧ポンプ。