JP3741476B2

JP3741476B2 - Axial piston pump / motor

Info

Publication number: JP3741476B2
Application number: JP05633096A
Authority: JP
Inventors: 淳井上; 崇志寺岡
Original assignee: KYB Corp
Current assignee: KYB Corp
Priority date: 1996-03-13
Filing date: 1996-03-13
Publication date: 2006-02-01
Anticipated expiration: 2016-03-13
Also published as: JPH09250446A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、アキシャルピストンポンプ・モータの角度を有する部材間の回転を伝達する機構に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来のアキシャルピストンポンプとしては、例えば図１１に示すものがある（ピストンポンプ・モータの理論と実際…株式会社オーム社発行）。
【０００３】
図１１において、弁板１とシリンダブロック支持軸２により回転運動自在に支持されたシリンダブロック３に、シリンダブロック３の回転軸心に対して同心円上に複数のシリンダ穴４が形成され、それぞれシリンダ穴４に往復動自在にピストン５が収装される。シリンダブロック３の回転軸心と傾斜を持つ駆動軸６にはフランジ部７が形成され、フランジ部７にコネクティングロッド８の一方の端部８ａが傾動自在に固定されると共に、その他方の端部８ｂがピストン５に傾動自在に固定される。
【０００４】
フランジ部７を有する駆動軸６とシリンダブロック３を同期回転させる回転伝達部１０の機構として、自在軸継手１０ａ，１０ｂおよびそれらを連結させる中間軸１０ｃが備えられる。自在軸継手１０ａ，１０ｂの構造は、例えば図１２のように、球部１０ｄに回転伝達部１０の回転軸と垂直方向に貫通するピン１０ｅが設けられ、ピン１０ｅの両端にコマ１０ｆが回転可能に嵌合され、コマ１０ｆが駆動軸６およびシリンダブロック３の回転中心部に設けた回転軸方向の溝７ａ，３ａ内に摺動可能に嵌合される。
【０００５】
この回転伝達部１０を介して行われるフランジ部７とシリンダブロック３との回転運動による相対的な接離動作に伴って、コネクティングロッド８を介してピストン５がシリンダ穴４内を往復運動してポンプ室９の容積が増減され、弁板１のポートを通して流体の吸入、排出が行われる。
【０００６】
モータとして動作される場合は、高圧流体によるピストン５、コネクティングロッド８の伸長動作に伴って、シリンダブロック３、フランジ部７が回転運動して、駆動軸６が回転される。
【０００７】
なお、フランジ部とシリンダブロックの各外周部にベベルギヤを形成し、互いに一部で噛合させて、フランジ部とシリンダブロックとの回転伝達を行わせるものもある。
【０００８】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、図１１のものは、シリンダブロック３と駆動軸６との回転伝達を、中間軸１０ｃとその両端に２個の自在軸継手１０ａ，１０ｂを有する回転伝達部１０によって行っている。また、このように自在軸継手を用いたものは、自在軸継手の回転伝達機能上の欠点から、駆動軸６の回転角度、回転速度と、回転伝達部１０の回転角度、回転速度とにずれを生じるが、この場合２つの自在軸継手１０ａ，１０ｂの位置を、シリンダブロック３と駆動軸６との傾転中心１１から等距離に配置することにより、駆動軸６の回転軸６ａと回転伝達部１０の回転軸１０ｇとの相対的な角度α₁と、シリンダブロック３の回転軸３ａと回転伝達部１０の回転軸１０ｇとの相対的な角度α₂とを同じ大きさとして、前記ずれをシリンダブロック３の回転角度、回転速度と回転伝達部１０の回転角度、回転速度とで生じるずれにより相殺させ、シリンダブロック３と駆動軸６との同期回転を維持する構成となっている。このため、自在軸継手による回転伝達部１０の構造が非常に複雑であり、また２つの自在軸継手１０ａ，１０ｂを傾転中心１１から常に等距離に位置させる機構１０ｈが必要になることから、加工および組立コストの増大を招くという問題がある。
【０００９】
また、この場合シリンダブロック３およびフランジ部７の形状、寸法等の制約から、これら２つの自在軸継手１０ａ，１０ｂの位置がシリンダブロック３と駆動軸６との傾転中心１１から等距離に配置できず、角度α₁と角度α₂とが異なる値となる場合には、自在軸継手の回転伝達機能上の欠点から、シリンダブロック３と駆動軸６の回転角度、回転速度の平均値は等しいが、図１３のように１回転で２周期のずれを生じるという理由によって、つまりピストン５の往復運動は基本的には正弦波状に変化するが、このようにずれにより途中で回転変動を生じると、それだけピストン５の挙動が複雑となり、正弦波の吐出脈動特性に高周波の脈動が重畳し、さらにはピストン５、シリンダブロック３等の慣性により振動が発生するという問題がある。
【００１０】
なお、回転伝達部の構造を簡素化する目的で、シリンダブロック３と駆動軸６を１つの自在軸継手で連結する構成とすることも可能であるが、この場合も自在軸継手の回転伝達機能上の欠点から、シリンダブロック３と駆動軸６の回転角度、回転速度の平均値は等しいが、同じく図１３のように１回転につき２周期でずれを生じるという理由により、前述のように２個の自在軸継手を用いて角度α₁と角度α₂とが異なる場合と同様の問題が発生する。
【００１１】
また、自在軸継手の構造は複雑であるために、回転トルクを伝達するピン１０ｅの外径が寸法上の制約を受け、伝達可能なトルク容量が小さくなる。一方、許容伝達トルクの大きな大型の自在軸継手を採用することも可能であるが、自在軸継手は同心円上に形成されたシリンダ穴４の中央に通常配置されるため、ピストンピッチ円直径Ｌの増大を招き、ポンプ本体外径が大型化するという問題が発生する。
【００１２】
また、シリンダブロック３とフランジ部７の各外周部にベベルギヤを形成したものは、その一部を噛合させて回転伝達を行う構造のため、シリンダブロック３と駆動軸６の同期回転は維持されるが、ベベルギヤの噛合歯面の圧力角により、シリンダブロック３を弁板１方向に押し付ける力が発生して、ベベルギヤの噛合位置に対向するシリンダブロック３と弁板１間の摺動面の潤滑状態が悪化すると共に、シリンダブロック３、フランジ部７共に、伝達トルクに比例したラジアル荷重が発生という問題がある。
【００１３】
この発明は、構造が簡単であり、コンパクトであり、振動等を発生せず、傾き角度を有する部材間の回転を伝達できるアキシャルピストンポンプ・モータを提供する。
【００１４】
また、２つの部材を離間させる方向の力、およびラジアル荷重のアンバランスを発生せず、回転の伝達を可能にすることを目的としている。
【００１５】
【課題を解決するための手段】
第１の発明は、回転自在に支持されたシリンダブロックと、シリンダブロックの回転軸心に対して同心円上に形成された複数のシリンダ穴と、各シリンダ穴に往復動自在に収装されたピストンと、シリンダブロックの回転軸心に対して相対的に傾斜するトルクプレートと、トルクプレートに球面接触するシューと、前記ピストンの先端に設けた軸心と直交する当接面と、この当接面と面接触する前記シューに設けた平滑面とを有し、前記シリンダブロックと前記トルクプレートとの回転伝達を行うようになっているアキシャルポンプ・モータであって、前記シリンダブロックと前記トルクプレートのそれぞれ回転中心部にスプライン穴部を形成する一方、２つの遊合スプラインを同軸に中間軸で連結させた歯車たわみ軸を設け、これらの遊合スプラインは中間軸側に離間するにしたがって回転軸心からの直径が小さくなる内側スプライン部および外方側に離間するにしたがって回転軸心からの直径が小さくなる外側スプライン部を備えると共に、それぞれの遊合スプラインを前記スプライン穴部に噛合させて前記シリンダブロックと前記トルクプレートの回転伝達を行うようにする。
【００１６】
第２の発明は、第１の発明において、スプライン穴部のスプライン歯形は、インボリュートスプライン歯形からなり、遊合スプラインの内側スプライン部、外側スプライン部の形状は、歯切工具の基準ピッチ線の軌跡をスプライン穴部と歯車たわみ軸との間の傾き角βと略同等またはそれ以上の角度で歯車たわみ軸の回転軸に対して傾斜させ、歯先の直径は内側スプライン部と外側スプライン部との境界からそれぞれ端面に向かって前記傾き角βと略同等またはそれ以上の角度で減少させ、歯厚はスプライン穴部の基準ピッチ円直径と等しい直径の歯車たわみ軸の回転軸を中心とする円筒面上にてその円周方向に前記傾き角βと略同等またはそれ以上の角度で内側スプライン部と外側スプライン部との境界からそれぞれ端面に向かって減少させ、歯面は略インボリュート形状を形成する。
【００１７】
第３の発明は、第２の発明において、遊合スプラインの歯切工具の基準ピッチ線の軌跡の歯車たわみ軸の回転軸に対する傾斜角度を、スプライン穴部と歯車たわみ軸との間の傾き角βと、次式より計算される角度β₀
β₀＝ｓｉｎ^-1（ｔａｎβ／ｔａｎα₀）
ただし、α₀；基準ピッチ円上の圧力角
の大きい方の値と略同等、あるいはそれ以上とする。
【００１８】
第４の発明は、回転自在に支持されたシリンダブロックと、シリンダブロックの回転軸心に対して同心円上に形成された複数のシリンダ穴と、各シリンダ穴に往復動自在に収装されたピストンと、シリンダブロックの回転軸心に対して相対的に傾斜するトルクプレートと、トルクプレートに球面接触するシューと、前記ピストンの先端に設けた軸心と直交する当接面と、この当接面と面接触する前記シューに設けた平滑面とを有し、前記シリンダブロックと前記トルクプレートとの回転伝達を行うようになっているアキシャルポンプ・モータであって、前記シリンダブロックと前記トルクプレートの回転軸心の交点部位に、一方の部材と軸を介して同軸に回転すると共に該部材側に内側スプライン部を、その反対側に外側スプライン部を備える遊合スプラインを配置し、他方の部材の回転中心部にその遊合スプラインと噛合するインボリュートスプライン歯形からなるスプライン穴部を形成すると共に、遊合スプラインの内側スプライン部、外側スプライン部の形状は、歯切工具の基準ピッチ線の軌跡を２つの部材間の相対的な傾き角ｒと略同等またはそれ以上の角度で遊合スプラインの回転軸に対して傾斜させ、歯先の直径は内側スプライン部と外側スプライン部との境界からそれぞれ端面に向かって前記傾き角ｒと略同等またはそれ以上の角度で減少させ、歯厚はスプライン穴部の基準ピッチ円直径と等しい直径の遊合スプラインの回転軸を中心とする円筒面上にてその円周方向に前記傾き角ｒと略同等またはそれ以上の角度で内側スプライン部と外側スプライン部との境界からそれぞれ端面に向かって減少させ、歯面は略インボリュート形状を形成する。
【００１９】
第５の発明は、第４の発明において、遊合スプラインの歯切工具の基準ピッチ線の軌跡の遊合スプラインの回転軸に対する傾斜角度を、２つの部材間の相対的な傾き角γと、次式より計算される角度γ₀
γ₀＝ｓｉｎ^-1（ｔａｎγ／ｔａｎα₀）
ただし、α₀；基準ピッチ円上の圧力角
の大きい方の値と略同等、あるいはそれ以上とする。
【００２０】
第６の発明は、第１〜第５の発明において、遊合スプラインの歯先、端部、ならびに内側スプライン部、外側スプライン部の境界位置に歯面に、丸みまたは面取りを有する。
【００２１】
第７の発明は、第１〜第６の発明において、遊合スプライン形状を鋳造、放電加工、ホブカッタを用いた歯切盤加工等により創成する。
【００２３】
【作用】
第１の発明では、一方の部材の回転が、その回転中心部のスプライン穴部のスプラインから、これに噛合する遊合スプラインを介して歯車たわみ軸に伝わり、この回転がもう一方の遊合スプラインから、これに噛合する他方の部材の回転中心部のスプライン穴部のスプラインを介して他方の部材に伝わる。
【００２４】
この場合、遊合スプラインの内側スプライン部、外側スプライン部とスプライン穴部のスプラインとの噛合は、２つの部材の回転軸心を通る平面に対して直交し、かつ歯車たわみ軸の回転軸心を含む平面の近傍に位置する歯面同士でなされ、また回転に伴い、これらの歯はその位置にて次々に噛合する。
【００２５】
したがって、歯車たわみ軸および２つの部材間で回転角度、回転速度がほとんどずれることはなく、同期回転を維持できる。また、このことから、歯車たわみ軸の部材の回転軸心に対する傾き角が変化しても、同期回転を維持できる。また、伝達トルクの発生に伴う不平衡なラジアル荷重が発生することはない。
【００２６】
第２の発明では、遊合スプラインの内側スプライン部、外側スプライン部の歯スジの方向、歯先直径、歯厚を、内側スプライン部と外側スプライン部との境界から、スプライン穴部と歯車たわみ軸との間の傾き角βに対応して傾斜、減少させ、歯面は略インボリュート形状を形成している。
【００２７】
したがって、遊合スプラインの内側スプライン部、外側スプライン部の歯と、スプライン穴部のインボリュートスプライン歯との干渉を防止すると共に、その内側スプライン部、外側スプライン部の歯面が、スプライン穴部のインボリュートスプライン歯面に的確に接触し、良好なトルク伝達を得ることができる。
【００２８】
また、スプライン歯面の圧力角によって発生する力は、内側スプライン部の歯面の圧力角による力と、外側スプライン部の歯面の圧力角による力とで相殺するため、回転トルクの伝達に伴って２つの部材を離間させる方向の力は発生しない。
【００２９】
第３の発明では、遊合スプラインの内側スプライン部、外側スプライン部の歯厚をこれらの境界から所定角度で減少させる場合の歯切工具の基準ピッチ線の軌跡の歯車たわみ軸の回転軸に対する傾斜角度を定めている。
【００３０】
遊合スプラインの歯切工具の基準ピッチ線の軌跡を傾斜させ、内側スプライン部、外側スプライン部の歯を転位歯として、歯厚を減少させるが、この場合歯厚を所定角度（スプライン穴部と歯車たわみ軸との間の傾き角β）で減少させるための歯切工具の基準ピッチ線の軌跡の傾斜角度β₀が次式より求まり、
β₀＝ｓｉｎ^-1（ｔａｎβ／ｔａｎα₀）
α₀；基準ピッチ円上の圧力角
スプライン穴部と歯車たわみ軸との間の傾き角βと、その傾斜角度β₀の大きい方の値と略同等、あるいはそれ以上とする。
【００３１】
したがって、２つの部材の回転軸心を通る平面、およびその平面に対して直交しかつ歯車たわみ軸の回転軸心を含む平面でのスプライン穴部のスプラインとの干渉を的確に防止する。
【００３２】
第４の発明では、一方の部材の回転が、同軸の遊合スプラインの回転軸に伝わり、この回転がその遊合スプラインから、これに噛合する他方の部材の回転中心部のスプライン穴部のスプラインを介して他方の部材に的確に伝わる。
【００３３】
第５の発明では、遊合スプラインの内側スプライン部、外側スプライン部と、スプライン穴部のスプラインとの干渉を的確に防止する。
【００３４】
第６の発明では、遊合スプラインの内側スプライン部、外側スプライン部と、スプライン穴部のスプラインとが滑らかに接触し、摩耗を抑制する。
【００３５】
【発明の実施の形態】
図１に示す実施の形態は、本発明を斜軸式アキシャルピストンポンプとして適用した実施の形態である。
【００３６】
図１において、弁板１とシリンダブロック支持軸２により回転運動自在に支持されたシリンダブロック３に、シリンダブロック３の回転軸心３ｄに対して同心円上に複数のシリンダ穴４が形成され、それぞれシリンダ穴４に往復動自在にピストン５が収装される。
【００３７】
シリンダブロック３の回転軸心３ｄと傾斜を持つ駆動軸６にはフランジ部７が形成され、フランジ部７にコネクティングロッド８の一方の端部８ａが傾動自在に固定されると共に、その他方の端部８ｂがピストン５に傾動自在に固定される。
【００３８】
２つの遊合スプライン１２ａ，１２ｂを同軸に中間軸１２ｃで連結させた構造の歯車たわみ軸１２が設けられ、その遊合スプライン１２ａ，１２ｂを、シリンダブロック３とフランジ部７の回転中心部に形成した一般的なインボリュートスプライン歯形形状を持つスプライン穴のスプライン３ｂ，７ｂとそれぞれ噛合させ、回転伝達部２０が構成される。
【００３９】
図２の要部拡大図で示すように、歯車たわみ軸１２の遊合スプライン１２ａ，１２ｂは、中間軸１２ｃ側に内側スプライン１２ｅが、その反対側に外側スプライン１２ｆが形成される。
【００４０】
シリンダブロック３または駆動軸６と歯車たわみ軸１２との間の傾き角βが許容できる内側スプライン１２ｅ、外側スプライン１２ｆの形状は、ラック形工具による創成加工を例として説明すると、シリンダブロック３と駆動軸６の２つの回転軸心３ｄ，６ａを通る平面では、スプライン穴のスプライン３ｂ，７ｂの歯面との干渉を避けるため、傾き角βと略同等またはそれ以上の角度β₁でラック形工具の基準ピッチ線１２ｉ（軌跡）を歯車たわみ軸１２の回転軸心１２ｄに対して傾斜させ、その歯面に略インボリュート形状を形成し、さらにスプライン穴のスプライン３ｂ，７ｂの歯底との干渉を避けるため、内側スプライン１２ｅと外側スプライン１２ｆとの境界１２ｇから両方の端面１２ｈに向かって傾き角βと略同等またはそれ以上の角度β₂で歯先の直径を減少させる。
【００４１】
また、シリンダブロック３と駆動軸６の２つの回転軸心３ｄ，６ａを通る平面に対して直交し、かつ歯車たわみ軸１２の回転軸心１２ｄを含む平面では、スプライン穴のスプライン３ｂ，７ｂの歯面との干渉を避けるために、遊合スプライン１２ａ，１２ｂの内側、外側スプライン１２ｅ，１２ｆの歯面は、図３、図４で示すように、スプライン穴の基準ピッチ円直径と等しい直径の歯車たわみ軸１２の回転軸心１２ｄを中心とする円筒面１２ｊ上で、その円周方向に傾き角βと略同等またはそれ以上の角度β₃で、内側、外側スプライン１２ｅ，１２ｆの境界１２ｇから両方の端面１２ｈに向かって歯厚を減少させ、歯面は略インボリュート形状を形成する。
【００４２】
このスプライン穴の基準ピッチ円直径と等しい直径の円筒面１２ｊ上で角度β₃で歯厚が減少する略インボリュートスプラインについて詳しく述べると、一般にインボリュートスプライン軸の基準ピッチ円上の歯厚Ｓ₀は、モジュールｍ、転位係数ｘ、基準ピッチ円上の圧力角α₀の関数として、
Ｓ₀＝πｍ／２＋２ｘｍ・ｔａｎα₀ （１）
で表される。なお、転位量ｘｍは切削工具の軌跡のずらし量を物理的に意味している。
【００４３】
この式から、あるモジュールの歯形において転位係数ｘをさらにΔｘだけ増減させることにより、基準ピッチ円上の歯厚Ｓ₀を変えることが可能になることがわかる。また、スプライン軸の歯先における歯厚に関してもほぼ同様に、転位係数ｘを変更することによって、歯厚を変えることができる。
【００４４】
遊合スプライン１２ａ，１２ｂの内側、外側スプライン１２ｅ，１２ｆの端面１２ｈの歯厚Ｓ₁は、内側、外側スプライン１２ｅ，１２ｆの境界１２ｇにおけるスプライン穴の基準ピッチ円直径に等しい直径での歯厚をＳ₀とすると、境界１２ｇから端面１２ｈまでの歯幅Ｗｉ（ｉ＝１，２）および角度β₃の関数として、
Ｓ₁＝Ｓ₀−２Ｗｉ・ｔａｎβ₃ （２）
で表される。
【００４５】
一方、遊合スプライン１２ａ，１２ｂの内側、外側スプライン１２ｅ，１２ｆの境界１２ｇから端面１２ｈに至る間に、転位係数をｘからｘ−Δｘに連続的に変化させると、端面１２ｈでの歯厚Ｓ₁は、
Ｓ₁＝πｍ／２＋２（ｘ−Δｘ）ｍ・ｔａｎα₀ （３）
となり、さらに
Ｓ₁＝Ｓ₀−２Δｘｍ・ｔａｎα₀ （４）
で表される。
【００４６】
この式（２）、（４）により
Ｗｉ・ｔａｎβ₃＝Δｘｍ・ｔａｎα₀ （５）
Δｘｍ＝Ｗｉ・ｔａｎβ₃／ｔａｎα₀ （６）
の関係が得られる。
【００４７】
したがって、端面１２ｈの方向に角度β₃で傾いた歯厚を持つスプラインを創成加工する際のラック形工具の基準ピッチ線１２ｉの歯車たわみ軸１２の回転軸心１２ｄに対する傾斜角度、つまりスプライン穴の基準ピッチ円直径と等しい直径の歯車たわみ軸１２の回転軸心１２ｄを中心とする円筒面１２ｊとの半径方向の傾斜角度β₀は、ΔｘｍとＷｉの関係および式（６）から、
β₀＝ｓｉｎ^-1（Δｘｍ/Ｗｉ）=ｓｉｎ^-1(ｔａｎβ₃／ｔａｎα₀）（７）
となる。
【００４８】
すなわち、ラック形工具の基準ピッチ線１２ｉを傾斜させることで、内側スプライン１２ｅ、外側スプライン１２ｆの歯厚を減少させ、そのラック形工具の基準ピッチ線１２ｉの歯車たわみ軸１２の回転軸心１２ｄに対する傾斜角度は、シリンダブロック３または駆動軸６と歯車たわみ軸１２との間の傾き角β（シリンダブロック３と駆動軸６の２つの回転軸心３ｄ，６ａを通る平面でのスプライン穴のスプライン３ｂ，７ｂの歯面との干渉を避ける角度β₁）と、前（７）式より求まる傾斜角度β₀の大きい方の角度とほぼ等しい値、あるいはそれ以上の値にする。
【００４９】
これにより、シリンダブロック３と駆動軸６の２つの回転軸心３ｄ，６ａを通る平面でのスプライン穴のスプライン３ｂ，７ｂとの歯面の干渉、およびシリンダブロック３と駆動軸６の２つの回転軸心３ｄ，６ａを通る平面に対して直交し、かつ歯車たわみ軸１２の回転軸心１２ｄを含む平面でのスプライン穴のスプライン３ｂ，７ｂとの歯面の干渉を的確に避けることが可能になり、歯車たわみ軸１２の傾き角βを許容する遊合スプライン１２ａ，１２ｂを得ることができる。
【００５０】
なお、このような歯先、歯面、歯厚を有する歯（内側スプライン１２ｅ、外側スプライン１２ｆ）を、複数個、同心円上に等間隔に設けて遊合スプライン１２ａ，１２ｂを形成している。図５に遊合スプライン１２ａ，１２ｂの斜視図を示す。
【００５１】
以上のように構成され、次に作用について説明する。図示しない原動機により駆動軸６および駆動軸６と一体で形成されたフランジ部７が回転させられ、さらに駆動軸６の回転軸と傾斜する軸を中心として回転自在に支持されたシリンダブロック３が回転伝達部２０を介してフランジ部７と同期回転させられる。
【００５２】
回転伝達部２０にて、駆動軸６の回転は、フランジ部７の回転中心部のスプライン穴のスプライン７ｂから、これに噛合する遊合スプライン１２ａを介して歯車たわみ軸１２に伝わり、この回転がもう一方の遊合スプライン１２ｂから、これに噛合するシリンダブロック３の回転中心部のスプライン穴のスプライン３ｂを介してシリンダブロック３に伝わり、同期回転する。
【００５３】
この回転に伴いシリンダブロック３と、フランジ部７のコネクティングロッド８が嵌合された部位８ａが離れていく行程では、ピストン５がコネクティングロッド８により牽引されて伸び出していき、ポンプ室９に流体が一方のポート９ａを介して吸入される。次いで、シリンダブロック３とフランジ部７のコネクティングロッド８が嵌合された部位８ａが近付いていく行程では、ピストン５がコネクティングロッド８により押し込まれ、ポンプ室９内の流体を他方のポート９ｂから吐出する。
【００５４】
このようにして、シリンダブロック３、フランジ部７の回転に伴い、各ピストン５がコネクティングロッド８を介して往復運動を行い、ポンプ室９に流体の吸入、吐出を繰り返し、アキシャルピストンポンプとして機能する。
【００５５】
ここで、アキシャルピストンポンプに適用できるシリンダブロックと駆動軸の回転伝達部としては、回転の位相差を生じることなく、ほぼ正確に同一回転し、さらにポンプ傾角αに相当した大きな傾き角が許容できる機能が要求される。また、その伝達トルクは、シリンダブロックと弁板間で発生する摩擦トルクや駆動軸の回転を急変させた際に発生するシリンダブロックの慣性力等に耐え得るトルク伝達能力を備える必要がある。
【００５６】
これに対し、遊合スプライン１２ａ，１２ｂの内側スプライン１２ｅ、外側スプライン１２ｆにおけるラック形工具の基準ピッチ線１２ｉの歯車たわみ軸１２の回転軸心１２ｄに対する傾斜角度が、シリンダブロック３または駆動軸６と歯車たわみ軸１２との間の傾き角β（シリンダブロック３と駆動軸６の２つの回転軸心３ｄ，６ａを通る平面でのスプライン穴のスプライン３ｂ，７ｂの歯面との干渉を避ける角度β₁）と、歯厚の減少角度に基づく前（７）式の傾斜角度β₀の大きい方の角度とほぼ等しい値、あるいはそれ以上の値であり、さらに内側スプライン１２ｅ、外側スプライン１２ｆの境界から端面１２ｈに向かって角度β₂で歯先の直径を減少させる遊合スプライン形状とすることで、シリンダブロック３または駆動軸６と歯車たわみ軸１２との間の大きな傾き角βが許容できる遊合スプライン１２ａ，１２ｂが得られると共に、遊合スプライン１２ａ，１２ｂの歯面をスプライン穴のスプライン３ｂ，７ｂの歯面と最大限に広い面積で接触させ、摩擦トルクや慣性力に耐え得るトルク伝達能力を有する回転伝達部２０が確保される。
【００５７】
また、遊合スプライン１２ａ，１２ｂとスプライン穴のスプライン３ｂ，７ｂとの歯面の噛合は、シリンダブロック３と駆動軸６の２つの回転軸心を通る平面に対して直交し、かつ歯車たわみ軸１２の回転軸心を含む平面の近傍に位置する歯面同士でなされるが、遊合スプライン１２ａ，１２ｂは複数の歯を持ち、これらの歯が回転に伴い次々に噛合するため、シリンダブロック３と歯車たわみ軸１２との回転角度、回転速度ならびに駆動軸６と歯車たわみ軸１２との回転角度、回転角度は、ほとんどずれることがなく、シリンダブロック３と駆動軸６との同期回転が得られ、振動、騒音の小さな回転伝達がなされる。
【００５８】
さらに、シリンダブロック３の回転軸心３ｄと駆動軸６の回転軸心６ａとの間の傾き角が変化しても、シリンダブロック３と歯車たわみ軸１２とは、同期回転が維持され、駆動軸６と歯車たわみ軸１２も同様に、それらの回転軸心６ａ，１２ｄの傾き角が変化しても、同期回転が維持される。
【００５９】
このことから、シリンダブロック３と歯車たわみ軸１２との間の傾き角と、駆動軸６と歯車たわみ軸１２との間の傾き角度とを等しくせずとも、シリンダブロック３と駆動軸６との同期回転が得られ、シリンダブロック３側および駆動軸６側のそれぞれ配置した２つの遊合スプライン１２ａ，１２ｂを、シリンダブロック３と駆動軸６との傾転中心１１から等距離に配置する必要がなく、シリンダブロック３の回転軸心３ｄならびに駆動軸６の回転軸心６ａ上に適当にそれぞれ遊合スプライン１２ａ，１２ｂと噛合するスプライン穴を設けることが可能になり、設計上の自由度が増し、シリンダブロック３あるいはフランジ部７のコンパクト化が達成しえる。
【００６０】
また、スプライン歯面の圧力角によって発生する力は、遊合スプラインの回転軸心１２ｄに対して対向する位置関係のスプライン歯面、つまり内側スプライン１２ｅの歯面の圧力角による力と、外側スプライン１２ｆの歯面の圧力角による力とで相殺されるため、回転トルクの伝達に伴って、シリンダブロック３とフランジ部７とにそれらを離間させる方向の力が発生せず、また伝達トルクの発生に伴う不平衡なラジアル荷重の発生もなく、シリンダブロック３と弁板間の摺動面の潤滑状態を良好に保つことができ、耐焼付性の向上が図れ、同時に摺動面間の摩擦力による機械的なエネルギ損失も低減でき、高効率化が達成し得る。
【００６１】
なお、遊合スプライン１２ａ，１２ｂの形状は、ラック形工具を用いての創成加工を例に説明を行ったが、上述の歯先、歯面、歯厚を有するスプラインを、鋳造、放電加工、ホブカッタを用いての歯切盤加工等、他の加工法によって加工することもできる。
【００６２】
次に他の実施の形態を説明すると、図６に示す実施の形態は、回転伝達部２０の遊合スプライン１２ａ，１２ｂの加工時のラック形工具の基準ピッチ線に関して、内側スプライン１２ｅと外側スプライン１２ｆとの境界１２ｇの近傍の部分において、その内側スプライン１２ｅと外側スプライン１２ｆとのラック形工具の基準ピッチ線が滑らかにつながるように、基準ピッチ線に略丸み１２ｋを設ける、あるいはスプライン中心軸と略平行な基準ピッチ線を設けるようにしたものである。
【００６３】
図７に示す実施の形態は、回転伝達部２０の遊合スプライン１２ａ，１２ｂの加工時のラック形工具の基準ピッチ線に関して、遊合スプライン１２ａ，１２ｂの端面１２ｈの一方または両方の部分において、その基準ピッチ線に略丸み１２ｌを設ける、あるいはラック形工具の基準ピッチ線と歯車たわみ軸１２の回転軸心１２ｄとの間の傾斜角度よりも大きな角度を有する基準ピッチ線を設けるようにしたものである。
【００６４】
これら図６、図７は、ラック形工具によるスプライン創成における基準ピッチ線と歯車たわみ軸１２の回転軸心方向の軌跡を変更することにより、遊合スプライン歯形を滑らかにしたものであるが、前述の鋳造、放電加工、ホブカッタを用いての歯切盤加工等、他の加工法でも実施できる。
【００６５】
このようにすれば、スプライン穴のスプラインと遊合スプライン１２ａ，１２ｂとを滑らかに接触させることができ、回転伝達時の振動、騒音を更に低減でき、スプライン穴および遊合スプライン１２ａ，１２ｂの歯面の摩耗を押え、寿命を延長できる。これらの加工を同時に行うことで、その効果を更に高めることができる。
【００６６】
なお、単に、前図２〜図４のスプラインの歯面、歯先、ならびに端面に発生した角部に丸み付けるあるいは面取りを行うことでも、同様の効果を得ることができる。
【００６７】
図８の実施の形態は、弁板３１と支持軸３２により回転自在に支持されたシリンダブロック３３と、シリンダブロック３３の回転軸心に対して同心円上に形成された複数のシリンダ３４穴と、各シリンダ３４穴に往復動自在に収装されたピストン３５と、シリンダブロック３３の回転軸心に対して相対的に傾斜すると共に駆動軸３６とスプライン結合して同期回転されるトルクプレート３７と、トルクプレート３７に球面接触するシュー３８と、ピストン３５の先端に形成した当接面３５ａと、この当接面３５ａと面接触するシュー３８に設けられた平滑面３８ａとを有しており、トルクプレート３７つまりトルクプレート３７と同期回転する駆動軸３６とシリンダブロック３３との間に前記歯車たわみ軸１２を用いた回転伝達部２０を構成している。
【００６８】
シュー３８は球体を判割りにした形状で、球面部分がトルクプレート３７に形成された判球状の凹部３７ａに収装されて球面接触により保持され、平滑面３８ａがピストン３５の先端に形成された軸心と直交する当接面３５ａと面接触される。シリンダ穴３４にはピストン３５を伸び出し方向に付勢するスプリング４０が設けられ、ピストン３５をシュー３８に、シュー３８をトルクプレート３７に常時接触させる。
【００６９】
ピストン３５に形成した貫通路３５ｂを介して、シュー３８の平滑面３８ａと当接面３５ａとの間にシリンダ穴３４内の流体の一部を導き、その接触摩擦を低減する。また、シュー３８に形成した貫通路３８ｂにより、シュー３８の球面とトルクプレート３７の凹部３７ａとの間に前記流体の一部を導き、さらにトルクプレート３７に形成した貫通路３７ｂにより、トルクプレート３７の摺接面３７ｃ等に流体の一部を導くようになっている。
【００７０】
駆動軸３６が回転されると、トルクプレート３７が回転されると共に、回転伝達部２０を介して、駆動軸３６側と回転軸心が傾斜するシリンダブロック３３がトルクプレート３７と同期回転される。このトルクプレート３７とシリンダブロック３３の回転に伴い、各ピストン３５がシリンダ穴３４内を往復運動し、ポンプ室３９に通じる弁板３１のポートを介して流体の吸入、吐出が行われる。
【００７１】
シュー３８とピストン３５とは、ピストン３５の軸心に垂直な平滑面３８ａと当接面３５ａとで面接触すると共に、歯車たわみ軸１２を用いた回転伝達部２０により、シュー３８とピストン３５の軸心のずれを非常に小さくできるので、シュー３８からピストン３５にはその軸心と垂直な方向の反力がほとんど作用せず、ピストン３５からシリンダに作用するピストン横力が非常に小さくなる。
【００７２】
したがって、ピストン３５とシリンダ間の摺動面圧は大幅に低減され、かじりや焼付きの問題が解消され、ポンプの高圧化や回転速度の高速化が可能となる。摺動摩擦に伴う発熱量の減少により、ピストン３５とシリンダとの摺動間隙を縮小でき、流体漏れ量を減少させて、ポンプ容積効率の改善も図れる。
【００７３】
ピストン３５からシリンダに作用するピストン横力が非常に小さくなることから、ピストン３５とシリンダとの間の摩擦力も大幅に低減し、かつ歯車たわみ軸１２からはシリンダブロック３３に駆動トルクのみ作用し、スラスト荷重、ラジアル荷重が作用しないため、シリンダブロック３３に作用する力は、ほぼポンプ室３９内の流体圧力により弁板３１側に押し付ける力のみとなる。このため、シリンダブロック３３の挙動が単純化し、シリンダブロック３３と弁板３１との摺動面の流体膜に静圧軸受的な効果を持たすことにより適正な摺動面圧の確保が容易となり、摺動面の潤滑状態を良好に保って、焼付きあるいは過大な漏れの発生を回避できる。
【００７４】
図９の実施の形態は、前記形態（図１参照）にあって、シリンダブロック３の回転軸心３ｄと歯車たわみ軸１２の回転軸心１２ｄとの間の傾き角の大きさと、駆動軸６の回転軸心６ａと歯車たわみ軸１２の回転軸心１２ｄとの間の傾き角の大きさが異なる場合においても、シリンダブロック３と駆動軸６とは同期回転が維持されるという歯車たわみ軸１２による回転伝達機構の特徴を利用したものである。
【００７５】
図９の回転伝達部５０は、シリンダブロック３の回転軸心３ｄと歯車たわみ軸５１の回転軸心５１ｄとの傾き角の大きさを０とし、２つの回転軸心３ｄ，５１ｄを同軸に配置すると共に、駆動軸６の回転軸心６ａと歯車たわみ軸５１の回転軸心５１ｄとの間の傾き角の大きさを、ポンプ傾角γと等しくし、シリンダブロック３の回転軸心３ｄと駆動軸６の回転軸心６ａとの交点１１の位置で、駆動軸６に形成したスプライン穴のスプライン７ｂと、歯車たわみ軸５１の遊合スプライン５２とを噛合させる。
【００７６】
遊合スプライン５２は、前記形態の遊合スプライン１２ａと同様に、駆動軸６側に外側スプライン５２ｆを、その反対側に内側スプライン５２ｅを備えると共に、ポンプ傾角γあるいはそれ以上の傾角が許容できるように、ラック形工具の基準ピッチ線（軌跡）を歯車たわみ軸５１の回転軸心５１ｄに対して傾斜させ、内側スプライン５２ｅと外側スプライン５２ｆとの境界から歯先の直径、歯厚を減少させた形状にする。
【００７７】
この場合、ラック形工具の基準ピッチ線の歯車たわみ軸５１の回転軸心５１ｄに対する傾斜角度は、ポンプ傾角γと次式（８）より求まる角度γ₀
γ₀＝ｓｉｎ^-1(ｔａｎγ／ｔａｎα₀）（８）
の大きい方の角度とほぼ等しい値、あるいはそれ以上の値にする。
【００７８】
シリンダブロック３と歯車たわみ軸５１とは通常のスプライン結合とする。
【００７９】
シリンダブロック３の回転軸心３ｄと歯車たわみ軸５１の回転軸心５１ｄとの傾き角の大きさは０であるため、シリンダブロック３のスプライン穴のスプラインと噛合するスプラインは遊合スプラインを用いる必要がなく、通常のスプラインで対応できるので、歯車たわみ軸５１のスプライン形状がより単純なものとなり、加工コストの低減が図れる。
【００８０】
シリンダブロック３と歯車たわみ軸５１との間の回転の拘束は、スプラインで実施する構成を述べたが、キーによる拘束、さらにはシリンダブロック３に遊合スプライン５２を一体で加工する構成とすることもできる。
【００８１】
シリンダブロック３と駆動軸６との交点１１で、シリンダブロック３のスプライン穴のスプラインとポンプ傾角γが許容できる歯車たわみ軸５１の遊合スプラインとを噛合させ、駆動軸６のスプライン穴のスプライン７ｂと歯車たわみ軸５１とを通常のスプラインで結合させ、シリンダブロック３と駆動軸６との回転伝達を図る構成とすることもできる。
【００８２】
なお、遊合スプライン５２の形状は、鋳造、放電加工、ホブカッタを用いての歯切盤加工等、他の加工法によって加工することもできる。
【００８３】
図１０の実施の形態は、前図８のものに前図９の回転伝達部５０を適用したものである。この場合も、加工コストの低減が図れる。
【００８４】
以上の実施の形態は、斜軸式のアキシャルピストンポンプについてのものであるが、シリンダブロックの回転中心と同軸に駆動軸を設け、駆動軸により例えばスプライン等を介してシリンダブロックを直接回転駆動すると共に、フランジ部（斜板）をシリンダブロックと同期回転させる斜板式のアキシャルピストンポンプにおいても、前記歯車たわみ軸を用いた回転伝達機構を適用することができる。
【００８５】
また、アキシャルピストンポンプとしての構成、作動を説明したが、例えば所定のポートに流体を外部から供給することで、アキシャルピストンモータとしても機能させることができる。
【００８６】
【発明の効果】
第１の発明によれば、遊合スプラインの内側スプライン部、外側スプライン部とスプライン穴部のスプラインとの噛合が、２つの部材の回転軸心を通る平面に対して直交し、かつ歯車たわみ軸の回転軸心を含む平面の近傍に位置する歯面同士でなされると共に、回転に伴い、これらの歯はその位置にて次々に噛合するので、歯車たわみ軸および２つの部材間で回転角度、回転速度がほとんどずれることはなく、同期回転を維持でき、また歯車たわみ軸の部材の回転軸心に対する傾き角が変化しても、同期回転を維持でき、また伝達トルクの発生に伴う不平衡なラジアル荷重が発生することがない。したがって、簡単にコンパクトな構造にでき、振動、騒音の小さい、的確な回転伝達、トルク伝達を行えると共に、各摺動部の良好な潤滑状態を維持できるので、耐焼付性の向上と機械損失の低減を図れる。
そして、ピストンとシリンダブロックとの間にはピストン往復動方向と直交する力が発生せず、ピストンの摺動面圧が低減し、焼付き等を回避でき、ポンプ・モータの高速化、高圧化が図れる一方、摺動摩擦に伴う発熱量の減少により、ピストンとシリンダとの摺動間隙を縮小できるため、容積効率を改善できる。また、回転伝達部からシリンダブロックにスラスト荷重、ラジアル荷重が作用しないため、シリンダブロックの弁板側の摺動面圧を容易に適正化でき、焼付き、流体の漏れを防止できる。
【００８７】
第２の発明によれば、遊合スプラインの内側スプライン部、外側スプライン部の歯と、スプライン穴部のインボリュートスプライン歯との干渉を防止できると共に、その内側スプライン部、外側スプライン部の歯面が、スプライン穴部のインボリュートスプライン歯面に的確に接触し、２つの部材と歯車たわみ軸との間の大きな傾き角を許容して、良好な回転伝達、トルク伝達を得ることができる。また、２つの部材間に離間方向の力は発生しないため、部材摺動部の高い耐焼付性を確保でき、機械損失の一層の低減を図れる。
【００８８】
第３の発明によれば、２つの部材の回転軸心を通る平面、およびその平面に対して直交しかつ歯車たわみ軸の回転軸心を含む平面でのスプライン穴部のスプラインとの干渉を的確に防止でき、２つの部材と歯車たわみ軸との間の大きな傾き角を許容できると共に、遊合スプラインの内側スプライン部、外側スプライン部の歯面が、スプライン穴部のインボリュートスプライン歯面により的確に接触する。したがって、一層良好な回転伝達、トルク伝達を確保でき、ポンプ・モータの高効率化を達成できる。
【００８９】
第４、第５の発明によれば、良好な回転伝達、トルク伝達を行えると共に、加工コストの低減を図れる。
そして、ピストンとシリンダブロックとの間にはピストン往復動方向と直交する力が発生せず、ピストンの摺動面圧が低減し、焼付き等を回避でき、ポンプ・モータの高速化、高圧化が図れる一方、摺動摩擦に伴う発熱量の減少により、ピストンとシリンダとの摺動間隙を縮小できるため、容積効率を改善できる。また、回転伝達部からシリンダブロックにスラスト荷重、ラジアル荷重が作用しないため、シリンダブロックの弁板側の摺動面圧を容易に適正化でき、焼付き、流体の漏れを防止できる。
【００９０】
第６の発明によれば、遊合スプラインの内側スプライン部、外側スプライン部と、スプライン穴部のスプラインとが滑らかに接触して、摩耗を抑制する。振動、騒音をさらに低減できる。
【００９１】
第７の発明によれば、遊合スプライン形状を鋳造、放電加工、ホブカッタを用いた歯切盤加工等によっても創成できる。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の第１の実施の形態を示す縦断面図である。
【図２】その要部拡大図である。
【図３】遊合スプラインの歯の詳細図である。
【図４】そのＡ−Ａ線断面図である。
【図５】遊合スプラインの斜視図である。
【図６】第２の実施の形態を示す遊合スプラインの歯の詳細図である。
【図７】第３の実施の形態を示す遊合スプラインの歯の詳細図である。
【図８】第４の実施の形態を示す縦断面図である。
【図９】第５の実施の形態を示す縦断面図である。
【図１０】第６の実施の形態を示す縦断面図である。
【図１１】従来例の縦断面図である。
【図１２】そのＢ−Ｂ線断面図である。
【図１３】回転速度の特性図である。
【符号の説明】
１弁板
２支持軸
３シリンダブロック
３ｂスプライン
４シリンダ穴
５ピストン
６駆動軸
７フランジ部
７ｂスプライン
８コネクティングロッド
９ポンプ室
１２歯車たわみ軸
１２ａ，１２ｂ遊合スプライン
１２ｃ中間軸
１２ｅ内側スプライン
１２ｆ外側スプライン
２０回転伝達部
３３シリンダブロック
３４シリンダ穴
３５ピストン
３５ａ当接面
３６駆動軸
３７トルクプレート
３７ａ凹部
３８シュー
３８ａ平滑面
３９ポンプ室
５０回転伝達部
５１歯車たわみ軸
５２遊合スプライン
５２ｅ内側スプライン
５２ｆ外側スプライン[0001]
BACKGROUND OF THE INVENTION
The present invention relates to a mechanism for transmitting rotation between members having an angle of an axial piston pump motor.
[0002]
[Prior art]
As a conventional axial piston pump, for example, there is one shown in FIG. 11 (theory and actuality of a piston pump and a motor ... issued by Ohm Co., Ltd.).
[0003]
In FIG. 11, a plurality of cylinder holes 4 are formed concentrically with respect to the rotation axis of the cylinder block 3 in the cylinder block 3 that is rotatably supported by the valve plate 1 and the cylinder block support shaft 2. The piston 5 is received in the hole 4 so as to be reciprocally movable. A flange 7 is formed on the drive shaft 6 having an inclination with respect to the rotational axis of the cylinder block 3, and one end 8 a of the connecting rod 8 is fixed to the flange 7 so as to be tiltable, and the other end 8b is fixed to the piston 5 so as to be tiltable.
[0004]
As a mechanism of the rotation transmission unit 10 that synchronously rotates the drive shaft 6 having the flange portion 7 and the cylinder block 3, universal shaft joints 10a and 10b and an intermediate shaft 10c for connecting them are provided. As shown in FIG. 12, for example, the universal joints 10a and 10b have a ball 10d provided with a pin 10e penetrating in a direction perpendicular to the rotation shaft of the rotation transmitting portion 10, and a piece 10f is rotatable at both ends of the pin 10e. The frame 10f is slidably fitted in the grooves 7a and 3a in the direction of the rotation axis provided at the rotation center of the drive shaft 6 and the cylinder block 3.
[0005]
The piston 5 reciprocates in the cylinder hole 4 via the connecting rod 8 in accordance with the relative contact / separation operation caused by the rotational movement of the flange portion 7 and the cylinder block 3 performed via the rotation transmission portion 10. The volume of the pump chamber 9 is increased or decreased, and fluid is sucked and discharged through the port of the valve plate 1.
[0006]
In the case of operating as a motor, the cylinder block 3 and the flange portion 7 rotate and rotate the drive shaft 6 as the piston 5 and the connecting rod 8 are extended by the high-pressure fluid.
[0007]
In some cases, bevel gears are formed on the outer peripheral portions of the flange portion and the cylinder block, and are engaged with each other to transmit rotation between the flange portion and the cylinder block.
[0008]
[Problems to be solved by the invention]
However, in FIG. 11, the rotation transmission between the cylinder block 3 and the drive shaft 6 is performed by the rotation transmission unit 10 having the intermediate shaft 10c and two universal shaft joints 10a and 10b at both ends thereof. In addition, in the case of using the universal shaft joint as described above, the rotation angle and the rotation speed of the drive shaft 6 and the rotation angle and the rotation speed of the rotation transmission unit 10 are shifted from each other due to the drawbacks of the rotation transmission function of the universal shaft joint. In this case, the positions of the two universal shaft joints 10a and 10b are arranged at the same distance from the tilting center 11 between the cylinder block 3 and the drive shaft 6, so that the rotation transmission with the rotation shaft 6a of the drive shaft 6 is achieved. Angle relative to the rotation axis 10g of the portion 10₁And the relative angle α between the rotating shaft 3a of the cylinder block 3 and the rotating shaft 10g of the rotation transmitting portion 10₂Are offset by the deviation caused by the rotation angle and rotation speed of the cylinder block 3 and the rotation angle and rotation speed of the rotation transmission unit 10, and the synchronous rotation of the cylinder block 3 and the drive shaft 6 is performed. It is the structure to maintain. For this reason, the structure of the rotation transmission unit 10 using a universal shaft joint is very complicated, and a mechanism 10h that always positions the two universal shaft joints 10a and 10b at an equal distance from the tilt center 11 is necessary. There is a problem in that processing and assembly costs increase.
[0009]
Further, in this case, due to restrictions on the shape and dimensions of the cylinder block 3 and the flange portion 7, the positions of the two universal shaft joints 10 a and 10 b are arranged at equal distances from the tilt center 11 between the cylinder block 3 and the drive shaft 6. Can not, angle α₁And angle α₂Is different from the average value of the rotation angle and the rotation speed of the cylinder block 3 and the drive shaft 6 due to the drawbacks of the rotation transmission function of the universal shaft joint, but in one rotation as shown in FIG. The reciprocating motion of the piston 5 basically changes in a sinusoidal form because of the occurrence of a two-cycle deviation, but if the rotational fluctuation occurs in the middle due to such deviation, the behavior of the piston 5 becomes complicated accordingly. There is a problem that high-frequency pulsation is superimposed on the discharge pulsation characteristics of the sine wave, and further, vibration is generated due to the inertia of the piston 5, the cylinder block 3, and the like.
[0010]
For the purpose of simplifying the structure of the rotation transmitting portion, it is possible to connect the cylinder block 3 and the drive shaft 6 with one universal shaft joint. In this case, too, the rotation transmission function of the universal shaft joint is possible. Due to the above disadvantages, the average values of the rotation angle and the rotation speed of the cylinder block 3 and the drive shaft 6 are the same. However, as shown in FIG. The angle α using the universal joint₁And angle α₂The same problem occurs when different from.
[0011]
In addition, since the structure of the universal shaft joint is complicated, the outer diameter of the pin 10e that transmits the rotational torque is limited in size, and the torque capacity that can be transmitted is reduced. On the other hand, although it is possible to employ a large universal shaft joint having a large allowable transmission torque, the universal shaft joint is usually disposed at the center of the cylinder hole 4 formed on the concentric circle. The increase causes an increase in the outer diameter of the pump body.
[0012]
In addition, in the structure in which the bevel gears are formed on the outer peripheral portions of the cylinder block 3 and the flange portion 7, the rotation of the cylinder block 3 and the drive shaft 6 is maintained synchronously because the rotation is transmitted by meshing a part thereof. However, due to the pressure angle of the meshing tooth surface of the bevel gear, a force that presses the cylinder block 3 toward the valve plate 1 is generated, and the sliding state between the cylinder block 3 and the valve plate 1 facing the meshing position of the bevel gear is lubricated. However, both the cylinder block 3 and the flange portion 7 have a problem that a radial load proportional to the transmission torque is generated.
[0013]
The present invention provides an axial piston pump / motor that has a simple structure, is compact, does not generate vibration, and can transmit rotation between members having an inclination angle.
[0014]
Another object of the present invention is to enable transmission of rotation without generating a force in the direction of separating the two members and an imbalance between the radial loads.
[0015]
[Means for Solving the Problems]
The first invention isA cylinder block that is rotatably supported, a plurality of cylinder holes formed concentrically with the rotation axis of the cylinder block, a piston that is reciprocally mounted in each cylinder hole, and rotation of the cylinder block A torque plate that is inclined relative to the shaft center, a shoe that is in spherical contact with the torque plate, a contact surface that is orthogonal to the shaft center provided at the tip of the piston, and the shoe that is in surface contact with the contact surface An axial pump motor having a smooth surface provided on the cylinder block and configured to transmit rotation between the cylinder block and the torque plate, the cylinder block and the torque plateA spline hole is formed at the center of each rotation, while a flexible gear shaft is provided by connecting two loose splines coaxially with an intermediate shaft. These loose splines are located on the intermediate shaft side.The diameter from the axis of rotation increases asSmaller inner spline andThe diameter from the rotation axis increases as the distance to the outer side increases.A smaller outer spline part is provided, and each loose spline is engaged with the spline hole part.The cylinder block and the torque plateRotation transmission is performed.
[0016]
According to a second aspect, in the first aspect, the spline tooth shape of the spline hole portion is an involute spline tooth shape, and the shapes of the inner spline portion and the outer spline portion of the loose spline are the locus of the reference pitch line of the gear cutting tool. Is inclined with respect to the rotation axis of the gear deflection shaft at an angle substantially equal to or greater than the inclination angle β between the spline hole portion and the gear deflection shaft, and the diameter of the tooth tip is determined between the inner spline portion and the outer spline portion. A cylindrical surface centering on the rotational axis of the gear flexure shaft having a diameter equal to the reference pitch circle diameter of the spline hole portion, and decreasing from the boundary toward the end surface by an angle substantially equal to or greater than the inclination angle β. In the circumferential direction, it is decreased from the boundary between the inner spline portion and the outer spline portion toward the end surface at an angle substantially equal to or greater than the inclination angle β. Tooth surface forms a substantially involute shape.
[0017]
According to a third invention, in the second invention, the inclination angle of the trajectory of the reference pitch line of the gear cutting tool of the loose spline with respect to the rotation axis of the gear deflection shaft is the inclination angle between the spline hole portion and the gear deflection shaft. β and angle β calculated from the following equation₀
β₀= Sin^-1(Tan β / tan α₀)
Where α₀; Pressure angle on the reference pitch circle
Is approximately equal to or greater than the larger value of.
[0018]
The fourth invention is:A cylinder block that is rotatably supported, a plurality of cylinder holes formed concentrically with the rotation axis of the cylinder block, a piston that is reciprocally mounted in each cylinder hole, and rotation of the cylinder block A torque plate that is inclined relative to the shaft center, a shoe that is in spherical contact with the torque plate, a contact surface that is orthogonal to the shaft center provided at the tip of the piston, and the shoe that is in surface contact with the contact surface An axial pump motor having a smooth surface provided on the cylinder block and configured to transmit rotation between the cylinder block and the torque plate, the cylinder block and the torque plateAn idle spline having an inner spline portion rotating on the member side and an outer spline portion on the opposite side is disposed at the intersection of the rotation axes of the other member and the other member. A spline hole consisting of an involute spline tooth shape that meshes with the loose spline is formed at the center of rotation, and the shape of the inner spline portion and the outer spline portion of the loose spline follows the locus of the reference pitch line of the gear cutting tool. It is inclined with respect to the rotational axis of the loose spline at an angle substantially equal to or greater than the relative inclination angle r between the two members, and the diameter of the tooth tip is the end face from the boundary between the inner spline part and the outer spline part. And the tooth thickness of the loose spline having a diameter equal to the reference pitch circle diameter of the spline hole is reduced. The tooth surface is decreased from the boundary between the inner spline portion and the outer spline portion to the end surface at an angle substantially equal to or greater than the inclination angle r in the circumferential direction on the cylindrical surface about the rotation axis. Forms a substantially involute shape.
[0019]
According to a fifth aspect, in the fourth aspect, the inclination angle of the trajectory of the reference pitch line of the gear cutting tool of the loose spline with respect to the rotational axis of the loose spline is a relative inclination angle γ between the two members, Angle γ calculated from the following equation₀
γ₀= Sin^-1(Tanγ / tanα₀)
Where α₀; Pressure angle on the reference pitch circle
Is approximately equal to or greater than the larger value of.
[0020]
6th invention has roundness or chamfering in a tooth surface in the boundary position of the tooth tip, end part, inner side spline part, and outer side spline part of loose spline in 1st-5th invention.
[0021]
In a seventh invention, in the first to sixth inventions, a loose spline shape is created by casting, electric discharge machining, gear cutting using a hob cutter, or the like.
[0023]
[Action]
In the first invention, the rotation of one member is transmitted from the spline of the spline hole at the center of rotation to the gear flexure shaft via the loose spline meshing with the spline, and this rotation is transmitted to the other loose spline. Then, it is transmitted to the other member via the spline of the spline hole portion of the rotation center portion of the other member meshing therewith.
[0024]
In this case, the meshing of the inner spline part of the loose spline, the outer spline part and the spline of the spline hole part is orthogonal to the plane passing through the rotational axis of the two members and the rotational axis of the gear deflection shaft is The tooth surfaces located in the vicinity of the plane to be included are made with each other, and the teeth mesh with each other one after another at the position along with the rotation.
[0025]
Therefore, the rotation angle and the rotation speed are hardly shifted between the gear deflection shaft and the two members, and the synchronous rotation can be maintained. In addition, this makes it possible to maintain synchronous rotation even when the inclination angle of the gear deflection shaft member with respect to the rotational axis changes. In addition, an unbalanced radial load associated with the generation of the transmission torque does not occur.
[0026]
In the second invention, the spline hole portion and the gear deflection shaft are determined from the boundary between the inner spline portion and the outer spline portion, and the tooth spline direction, tooth tip diameter, and tooth thickness of the inner spline portion and outer spline portion of the loose spline. The tooth surface is substantially involute-shaped, and is inclined and decreased in accordance with the inclination angle β between them.
[0027]
Therefore, interference between the inner spline portion and the outer spline portion of the loose spline and the involute spline teeth of the spline hole portion is prevented, and the tooth surfaces of the inner spline portion and outer spline portion are involute of the spline hole portion. It is possible to accurately contact the spline tooth surface and obtain a good torque transmission.
[0028]
Also, the force generated by the pressure angle of the spline tooth surface cancels out with the force of the pressure angle of the tooth surface of the inner spline part and the force of the pressure angle of the tooth surface of the outer spline part. Thus, no force is generated in the direction separating the two members.
[0029]
In the third invention, when the tooth thicknesses of the inner spline part and the outer spline part of the loose spline are reduced by a predetermined angle from these boundaries, the inclination of the reference pitch line locus of the gear cutting tool with respect to the rotation axis of the gear deflection shaft The angle is set.
[0030]
The trajectory of the reference pitch line of the gear cutting tool of the loose spline is inclined, and the tooth thickness is reduced by using the teeth of the inner spline part and outer spline part as dislocation teeth, but in this case the tooth thickness is reduced to a predetermined angle (with the spline hole part) Inclination angle β of the trajectory of the reference pitch line of the gear cutting tool for reduction at an inclination angle β) with the gear deflection axis₀Is obtained from the following equation,
β₀= Sin^-1(Tan β / tan α₀)
α₀; Pressure angle on the reference pitch circle
The inclination angle β between the spline hole and the gear deflection shaft, and the inclination angle β₀Is approximately equal to or greater than the larger value of.
[0031]
Therefore, the interference with the spline of the spline hole portion in the plane passing through the rotation axis of the two members and the plane orthogonal to the plane and including the rotation axis of the gear flexure shaft is accurately prevented.
[0032]
In the fourth aspect of the invention, the rotation of one member is transmitted to the rotation shaft of the coaxial loose spline, and this rotation is splined from the loose spline to the spline hole portion of the rotation center of the other member engaged with the rotation spline. It is accurately transmitted to the other member via.
[0033]
In the fifth aspect of the present invention, interference between the inner spline part and the outer spline part of the loose spline and the spline of the spline hole part is accurately prevented.
[0034]
In the sixth aspect of the invention, the inner spline part, the outer spline part of the loose spline, and the spline of the spline hole part are in smooth contact, and wear is suppressed.
[0035]
DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION
The embodiment shown in FIG. 1 is an embodiment in which the present invention is applied as an oblique axis type axial piston pump.
[0036]
In FIG. 1, a plurality of cylinder holes 4 are formed concentrically with respect to a rotation axis 3 d of the cylinder block 3 in the cylinder block 3 that is rotatably supported by the valve plate 1 and the cylinder block support shaft 2. A piston 5 is received in the cylinder hole 4 so as to be reciprocally movable.
[0037]
A flange 7 is formed on the drive shaft 6 that is inclined with respect to the rotational axis 3d of the cylinder block 3, and one end 8a of the connecting rod 8 is fixed to the flange 7 so as to be tiltable, and the other end. The portion 8b is fixed to the piston 5 so as to be tiltable.
[0038]
A gear flexible shaft 12 having a structure in which two loose splines 12 a and 12 b are coaxially connected by an intermediate shaft 12 c is provided, and the loose splines 12 a and 12 b are formed at the rotation center portions of the cylinder block 3 and the flange portion 7. The rotation transmitting portion 20 is configured by meshing with splines 3b and 7b of spline holes having a general involute spline tooth shape.
[0039]
2, the loose splines 12a and 12b of the gear flexible shaft 12 have an inner spline 12e on the intermediate shaft 12c side and an outer spline 12f on the opposite side.
[0040]
The shapes of the inner spline 12e and the outer spline 12f that allow the inclination angle β between the cylinder block 3 or the drive shaft 6 and the gear deflection shaft 12 will be described with reference to the creation process using a rack-shaped tool. In order to avoid interference with the tooth surfaces of the splines 3b, 7b of the spline hole on the plane passing through the two rotational axes 3d, 6a of the shaft 6, an angle β substantially equal to or greater than the inclination angle β.₁Then, the reference pitch line 12i (trajectory) of the rack-shaped tool is inclined with respect to the rotational axis 12d of the gear deflection shaft 12, a substantially involute shape is formed on the tooth surface, and the tooth bottoms of the splines 3b and 7b of the spline holes In order to avoid interference, the angle β substantially equal to or greater than the inclination angle β from the boundary 12g between the inner spline 12e and the outer spline 12f toward both end faces 12h.₂Reduce the tip diameter.
[0041]
Further, in the plane perpendicular to the plane passing through the two rotation axes 3d and 6a of the cylinder block 3 and the drive shaft 6 and including the rotation axis 12d of the gear deflection shaft 12, the splines 3b and 7b of the spline holes are formed. In order to avoid interference with the tooth surfaces, the tooth surfaces of the inner and outer splines 12e and 12f of the loose splines 12a and 12b have a diameter equal to the reference pitch circle diameter of the spline holes, as shown in FIGS. An angle β substantially equal to or greater than the inclination angle β in the circumferential direction on the cylindrical surface 12j centering on the rotational axis 12d of the gear deflection shaft 12._ThreeThus, the tooth thickness is decreased from the boundary 12g of the inner and outer splines 12e and 12f toward both end faces 12h, and the tooth surface forms a substantially involute shape.
[0042]
An angle β on the cylindrical surface 12j having a diameter equal to the reference pitch circle diameter of the spline hole_ThreeThe involute spline in which the tooth thickness decreases is described in detail below. Generally, the tooth thickness S on the reference pitch circle of the involute spline shaft is S.₀Is the module m, the dislocation coefficient x, the pressure angle α on the reference pitch circle₀As a function of
S₀= Πm / 2 + 2xm · tan α₀                (1)
It is represented by The dislocation amount xm physically means the shift amount of the locus of the cutting tool.
[0043]
From this equation, the tooth thickness S on the reference pitch circle is obtained by further increasing or decreasing the dislocation coefficient x by Δx in the tooth profile of a module.₀It becomes clear that it becomes possible to change. Further, the tooth thickness can be changed by changing the dislocation coefficient x in a similar manner with respect to the tooth thickness at the tooth tip of the spline shaft.
[0044]
The tooth thickness S of the end face 12h of the inner spline 12a, 12b and the outer spline 12e, 12f.₁Is the tooth thickness at a diameter equal to the reference pitch circle diameter of the spline hole at the boundary 12g of the inner and outer splines 12e, 12f.₀Then, the tooth width Wi (i = 1, 2) and the angle β from the boundary 12g to the end face 12h_ThreeAs a function of
S₁= S₀-2 Wi ・ tanβ_Three                      (2)
It is represented by
[0045]
On the other hand, when the dislocation coefficient is continuously changed from x to x−Δx between the boundary 12g of the inner splines 12a and 12b and the boundary 12g of the outer splines 12e and 12f and the end face 12h, the tooth thickness S at the end face 12h is increased.₁Is
S₁= Πm / 2 + 2 (x−Δx) m · tan α₀        (3)
And then
S₁= S₀-2Δxm · tanα₀                     (4)
It is represented by
[0046]
From these equations (2) and (4)
Wi ・ tanβ_Three= Δxm · tanα₀                (5)
Δxm = Wi · tanβ_Three/ Tanα₀                (6)
The relationship is obtained.
[0047]
Therefore, the angle β in the direction of the end face 12h_ThreeThe angle of inclination of the reference pitch line 12i of the rack-shaped tool with respect to the rotational axis 12d of the gear deflection shaft 12 when generating a spline having a tooth thickness inclined at the angle, that is, the gear deflection having a diameter equal to the reference pitch circle diameter of the spline hole. An inclination angle β in the radial direction with respect to the cylindrical surface 12j about the rotation axis 12d of the shaft 12₀From the relationship between Δxm and Wi and equation (6),
β₀= Sin^-1(Δxm / Wi) = sin^-1(tanβ_Three/ Tanα₀(7)
It becomes.
[0048]
That is, by inclining the reference pitch line 12i of the rack-shaped tool, the tooth thickness of the inner spline 12e and the outer spline 12f is reduced, and the reference pitch line 12i of the rack-shaped tool with respect to the rotational axis 12d of the gear deflection shaft 12 is reduced. The inclination angle is the inclination angle β between the cylinder block 3 or the drive shaft 6 and the gear deflection shaft 12 (spline hole spline 3b in a plane passing through the two rotation axes 3d and 6a of the cylinder block 3 and the drive shaft 6). , 7b to avoid interference with the tooth surface β₁) And the inclination angle β obtained from the previous equation (7)₀A value that is approximately equal to or greater than the larger angle of.
[0049]
Thereby, interference of the tooth surface with the splines 3b, 7b of the spline hole in a plane passing through the two rotation axes 3d, 6a of the cylinder block 3 and the drive shaft 6, and two rotations of the cylinder block 3 and the drive shaft 6 It is possible to accurately avoid tooth surface interference with the splines 3b and 7b of the spline hole in a plane perpendicular to the plane passing through the shaft centers 3d and 6a and including the rotational axis 12d of the gear deflection shaft 12. Thus, loose splines 12 a and 12 b that allow the inclination angle β of the gear deflection shaft 12 can be obtained.
[0050]
A plurality of teeth (inner spline 12e and outer spline 12f) having such tooth tips, tooth surfaces, and tooth thickness are provided on the concentric circles at equal intervals to form loose splines 12a and 12b. FIG. 5 shows a perspective view of the loose splines 12a and 12b.
[0051]
It is comprised as mentioned above, Next, an effect | action is demonstrated. The drive shaft 6 and the flange portion 7 formed integrally with the drive shaft 6 are rotated by a prime mover (not shown), and the cylinder block 3 supported so as to be rotatable about an axis inclined with respect to the rotation axis of the drive shaft 6 is rotated. The flange portion 7 is rotated in synchronization with the transmission portion 20.
[0052]
In the rotation transmitting portion 20, the rotation of the drive shaft 6 is transmitted from the spline hole spline 7b in the rotation center portion of the flange portion 7 to the gear deflection shaft 12 through the loose spline 12a meshing with the spline 7b. The other loose spline 12b is transmitted to the cylinder block 3 through the spline 3b of the spline hole at the center of rotation of the cylinder block 3 meshing therewith, and rotates synchronously.
[0053]
With this rotation, the piston 5 is pulled and extended by the connecting rod 8 in the stroke in which the cylinder block 3 and the portion 8a where the connecting rod 8 of the flange portion 7 is fitted are separated from each other. Is inhaled through one port 9a. Next, in a process in which the portion 8a where the connecting rod 8 of the cylinder block 3 and the flange portion 7 is fitted approaches, the piston 5 is pushed in by the connecting rod 8, and the fluid in the pump chamber 9 is discharged from the other port 9b. To do.
[0054]
Thus, as the cylinder block 3 and the flange portion 7 rotate, each piston 5 reciprocates via the connecting rod 8 and repeatedly sucks and discharges fluid into the pump chamber 9 to function as an axial piston pump. .
[0055]
Here, the rotation transmission part of the cylinder block and the drive shaft that can be applied to the axial piston pump can rotate almost exactly the same without causing a phase difference of rotation, and can accept a large tilt angle corresponding to the pump tilt angle α. Function is required. Further, the transmission torque needs to have a torque transmission capability capable of withstanding the friction torque generated between the cylinder block and the valve plate, the inertia force of the cylinder block generated when the rotation of the drive shaft is suddenly changed, and the like.
[0056]
On the other hand, the inclination angle of the reference pitch line 12i of the rack-shaped tool with respect to the rotational axis 12d of the gear flexible shaft 12 in the inner spline 12e and the outer spline 12f of the loose splines 12a and 12b is the cylinder block 3 or the drive shaft 6. An inclination angle β between the gear flexure shaft 12 (an angle β that avoids interference with the tooth surfaces of the splines 3b and 7b of the spline hole in a plane passing through the two rotation axes 3d and 6a of the cylinder block 3 and the drive shaft 6)₁) And the inclination angle β of the previous equation (7) based on the tooth thickness reduction angle₀Is substantially equal to or greater than the larger angle, and the angle β from the boundary between the inner spline 12e and the outer spline 12f toward the end face 12h.₂By forming a loose spline shape that reduces the diameter of the tooth tip, loose splines 12a and 12b that allow a large inclination angle β between the cylinder block 3 or the drive shaft 6 and the gear deflection shaft 12 are obtained. The rotation transmission part 20 having a torque transmission capability capable of withstanding friction torque and inertial force is obtained by bringing the tooth surfaces of the loose splines 12a and 12b into contact with the tooth surfaces of the splines 3b and 7b of the spline holes over a wide area. Is done.
[0057]
The meshing of the tooth surfaces of the loose splines 12a and 12b and the splines 3b and 7b of the spline holes is perpendicular to the plane passing through the two rotation axes of the cylinder block 3 and the drive shaft 6, and the gear deflection shaft. The tooth surfaces located in the vicinity of the plane including the 12 rotation axes are formed by the tooth spurs 12a and 12b. The loose splines 12a and 12b have a plurality of teeth, and these teeth mesh with each other as the cylinder block 3 rotates. The rotational angle and rotational speed between the gear block and the gear flexible shaft 12 and the rotational angle and rotational angle between the drive shaft 6 and the gear flexible shaft 12 are hardly shifted, and the synchronous rotation between the cylinder block 3 and the drive shaft 6 can be obtained. Rotation is transmitted with little vibration and noise.
[0058]
Furthermore, even if the inclination angle between the rotation axis 3d of the cylinder block 3 and the rotation axis 6a of the drive shaft 6 changes, the cylinder block 3 and the gear deflection shaft 12 maintain synchronous rotation, and the drive shaft 6 and the gear flexure shaft 12 are similarly maintained even if the inclination angles of their rotational axes 6a and 12d change.
[0059]
From this, even if the inclination angle between the cylinder block 3 and the gear deflection shaft 12 and the inclination angle between the drive shaft 6 and the gear deflection shaft 12 are not equal, the cylinder block 3 and the drive shaft 6 Synchronous rotation is obtained, and the two loose splines 12a and 12b arranged on the cylinder block 3 side and the drive shaft 6 side need to be arranged at equal distances from the tilting center 11 between the cylinder block 3 and the drive shaft 6. In addition, it is possible to appropriately provide spline holes that mesh with the loose splines 12a and 12b on the rotation axis 3d of the cylinder block 3 and the rotation axis 6a of the drive shaft 6, respectively, and the degree of freedom in design increases. The cylinder block 3 or the flange portion 7 can be made compact.
[0060]
Further, the force generated by the pressure angle of the spline tooth surface includes the force due to the pressure angle of the spline tooth surface in the positional relationship facing the rotational axis 12d of the loose spline, that is, the tooth surface of the inner spline 12e, and the outer spline. Since the force due to the pressure angle of the tooth surface of 12f is offset, no force in the direction of separating them from the cylinder block 3 and the flange portion 7 is generated with the transmission of the rotational torque, and the generation of the transmission torque No unbalanced radial load is generated, and the lubrication state of the sliding surface between the cylinder block 3 and the valve plate can be kept good, and the seizure resistance can be improved. The mechanical energy loss due to can be reduced, and high efficiency can be achieved.
[0061]
In addition, although the shape of the loose splines 12a and 12b has been described with reference to an example of creation processing using a rack-shaped tool, the spline having the above-described tooth tip, tooth surface, and tooth thickness is cast, electric discharge machining, It can also be processed by other processing methods such as a gear cutting using a hob cutter.
[0062]
Next, another embodiment will be described. In the embodiment shown in FIG. 6, the inner spline 12e and the outer spline are related to the reference pitch line of the rack-shaped tool when the loose splines 12a and 12b of the rotation transmitting unit 20 are processed. In the vicinity of the boundary 12g with 12f, the reference pitch line is provided with a substantially round 12k so that the reference pitch line of the rack-shaped tool of the inner spline 12e and the outer spline 12f is smoothly connected, or the spline central axis A substantially parallel reference pitch line is provided.
[0063]
In the embodiment shown in FIG. 7, with respect to the reference pitch line of the rack-shaped tool at the time of machining the loose splines 12a and 12b of the rotation transmitting portion 20, at one or both portions of the end faces 12h of the loose splines 12a and 12b, The reference pitch line is provided with a substantially round 12l, or a reference pitch line having an angle larger than the inclination angle between the reference pitch line of the rack type tool and the rotational axis 12d of the gear deflection shaft 12 is provided. It is.
[0064]
FIGS. 6 and 7 show the loose spline tooth profile made smooth by changing the reference pitch line and the trajectory in the rotational axis direction of the gear deflection shaft 12 in the spline creation by the rack-shaped tool. Other processing methods such as casting, electric discharge machining, and gear cutting using a hob cutter can also be performed.
[0065]
In this way, the splines of the spline holes and the loose splines 12a and 12b can be brought into smooth contact with each other, vibration and noise during rotation transmission can be further reduced, and the teeth of the spline holes and the loose splines 12a and 12b can be reduced. The wear of the surface can be suppressed and the life can be extended. By performing these processes simultaneously, the effect can be further enhanced.
[0066]
The same effect can be obtained by simply rounding or chamfering the tooth surface, the tooth tip, and the corner portion generated on the end surface of the spline of FIGS.
[0067]
The embodiment of FIG. 8 includes a cylinder block 33 rotatably supported by a valve plate 31 and a support shaft 32, and a plurality of cylinder 34 holes formed concentrically with respect to the rotation axis of the cylinder block 33. A piston 35 that is reciprocally mounted in each cylinder 34 hole, a torque plate 37 that is inclined relative to the rotational axis of the cylinder block 33 and that is synchronously rotated by spline coupling with the drive shaft 36; It has a shoe 38 that makes spherical contact with the torque plate 37, a contact surface 35a formed at the tip of the piston 35, and a smooth surface 38a provided on the shoe 38 that makes surface contact with the contact surface 35a. The rotation transmission unit 20 using the gear flexible shaft 12 is configured between the plate 37, that is, the drive shaft 36 that rotates synchronously with the torque plate 37 and the cylinder block 33. To have.
[0068]
The shoe 38 has a shape obtained by splitting a sphere, and a spherical surface portion is received in a spherical concave portion 37a formed in the torque plate 37 and held by spherical contact, and a smooth surface 38a is formed at the tip of the piston 35. Surface contact is made with the contact surface 35a orthogonal to the axis. The cylinder hole 34 is provided with a spring 40 for extending the piston 35 in the extending direction, and the piston 35 is always in contact with the shoe 38 and the shoe 38 is in contact with the torque plate 37.
[0069]
A part of the fluid in the cylinder hole 34 is guided between the smooth surface 38a and the contact surface 35a of the shoe 38 through the through passage 35b formed in the piston 35, and the contact friction is reduced. A part of the fluid is guided between the spherical surface of the shoe 38 and the concave portion 37 a of the torque plate 37 by the through passage 38 b formed in the shoe 38, and the torque plate 37 is formed by the through passage 37 b formed in the torque plate 37. A part of the fluid is guided to the sliding contact surface 37c.
[0070]
When the drive shaft 36 is rotated, the torque plate 37 is rotated, and the cylinder block 33 whose drive shaft 36 side and the rotation axis are inclined is synchronously rotated with the torque plate 37 via the rotation transmission unit 20. With the rotation of the torque plate 37 and the cylinder block 33, each piston 35 reciprocates in the cylinder hole 34, and fluid is sucked and discharged through the port of the valve plate 31 communicating with the pump chamber 39.
[0071]
The shoe 38 and the piston 35 are in surface contact with a smooth surface 38a perpendicular to the axial center of the piston 35 and a contact surface 35a, and the rotation transmitting portion 20 using the gear deflection shaft 12 causes the shoe 38 and the piston 35 to be in contact with each other. Since the displacement of the shaft center can be made very small, almost no reaction force in the direction perpendicular to the shaft center acts on the shoe 38 to the piston 35, and the piston lateral force acting on the cylinder from the piston 35 becomes very small.
[0072]
Therefore, the sliding surface pressure between the piston 35 and the cylinder is greatly reduced, the problem of galling and seizure is solved, and the pressure of the pump can be increased and the rotational speed can be increased. By reducing the amount of heat generated by sliding friction, the sliding gap between the piston 35 and the cylinder can be reduced, the amount of fluid leakage can be reduced, and the pump volumetric efficiency can be improved.
[0073]
Since the piston lateral force acting on the cylinder from the piston 35 becomes very small, the frictional force between the piston 35 and the cylinder is also greatly reduced, and only the driving torque acts on the cylinder block 33 from the gear flexible shaft 12, Since the thrust load and radial load do not act, the force acting on the cylinder block 33 is only the force that presses against the valve plate 31 side by the fluid pressure in the pump chamber 39. For this reason, the behavior of the cylinder block 33 is simplified, and it becomes easy to ensure an appropriate sliding surface pressure by having a hydrostatic bearing effect on the fluid film on the sliding surface between the cylinder block 33 and the valve plate 31. The sliding surface can be kept in a good lubrication state, and seizure or excessive leakage can be avoided.
[0074]
The embodiment of FIG. 9 is the above-described embodiment (see FIG. 1), and the magnitude of the inclination angle between the rotation axis 3 d of the cylinder block 3 and the rotation axis 12 d of the gear deflection shaft 12, and the drive shaft 6. Even when the inclination angle between the rotation axis 6a of the rotation shaft 6a and the rotation axis 12d of the gear deflection shaft 12 is different, the gear deflection shaft 12 maintains the synchronous rotation between the cylinder block 3 and the drive shaft 6. This utilizes the characteristics of the rotation transmission mechanism.
[0075]
In the rotation transmission unit 50 of FIG. 9, the magnitude of the inclination angle between the rotation axis 3d of the cylinder block 3 and the rotation axis 51d of the gear deflection shaft 51 is 0, and the two rotation axes 3d and 51d are arranged coaxially. In addition, the magnitude of the inclination angle between the rotation axis 6a of the drive shaft 6 and the rotation axis 51d of the gear deflection shaft 51 is made equal to the pump inclination angle γ, and the rotation axis 3d of the cylinder block 3 and the drive shaft The spline 7b of the spline hole formed in the drive shaft 6 and the loose spline 52 of the gear deflection shaft 51 are engaged with each other at the position of the intersection 11 with the rotational axis 6a.
[0076]
The loose spline 52 is provided with an outer spline 52f on the drive shaft 6 side and an inner spline 52e on the opposite side, as in the case of the loose spline 12a of the above-described form, so that a pump inclination angle γ or an inclination angle higher than that can be allowed. Further, the reference pitch line (trajectory) of the rack-shaped tool is inclined with respect to the rotation axis 51d of the gear deflection shaft 51, and the diameter and tooth thickness of the tooth tip are reduced from the boundary between the inner spline 52e and the outer spline 52f. Shape.
[0077]
In this case, the inclination angle of the reference pitch line of the rack-shaped tool with respect to the rotation axis 51d of the gear deflection shaft 51 is the pump inclination angle γ and the angle γ determined by the following equation (8).₀
γ₀= Sin^-1(tanγ / tanα₀(8)
A value that is approximately equal to or greater than the larger angle of.
[0078]
The cylinder block 3 and the gear flexible shaft 51 are connected by a normal spline.
[0079]
Since the inclination angle between the rotation axis 3d of the cylinder block 3 and the rotation axis 51d of the gear deflection shaft 51 is 0, the spline that meshes with the spline of the spline hole of the cylinder block 3 needs to use a loose spline. Therefore, the spline shape of the gear deflection shaft 51 becomes simpler and the machining cost can be reduced.
[0080]
Although the configuration in which the rotation constraint between the cylinder block 3 and the gear deflection shaft 51 is implemented by the spline has been described, the configuration is such that the key block and the loose spline 52 are integrally processed on the cylinder block 3. You can also.
[0081]
At the intersection 11 between the cylinder block 3 and the drive shaft 6, the spline of the spline hole of the cylinder block 3 meshes with the loose spline of the gear deflection shaft 51 that allows the pump inclination angle γ, and the spline 7 b of the spline hole of the drive shaft 6. And the gear flexible shaft 51 can be coupled by a normal spline to transmit the rotation between the cylinder block 3 and the drive shaft 6.
[0082]
The shape of the idle spline 52 can be processed by other processing methods such as casting, electric discharge machining, and gear cutting using a hob cutter.
[0083]
The embodiment of FIG. 10 is obtained by applying the rotation transmission unit 50 of FIG. 9 to the one of FIG. Also in this case, the processing cost can be reduced.
[0084]
The above embodiment relates to an oblique axis type axial piston pump. A drive shaft is provided coaxially with the center of rotation of the cylinder block, and the cylinder block is directly rotated by the drive shaft via, for example, a spline. In addition, a rotation transmission mechanism using the gear flexible shaft can be applied to a swash plate type axial piston pump in which a flange portion (swash plate) rotates synchronously with a cylinder block.
[0085]
Moreover, although the structure and operation | movement as an axial piston pump were demonstrated, it can be made to function also as an axial piston motor, for example by supplying a fluid to the predetermined | prescribed port from the outside.
[0086]
【The invention's effect】
According to the first invention, the inner spline portion of the loose spline, the engagement of the outer spline portion and the spline of the spline hole portion are orthogonal to the plane passing through the rotation axis of the two members, and the gear deflection shaft The tooth surfaces located in the vicinity of the plane including the rotation axis of each other are made with each other, and with rotation, since these teeth mesh one after another at that position, the rotation angle between the gear deflection shaft and the two members, The rotational speed is hardly deviated, the synchronous rotation can be maintained, and even if the inclination angle of the gear deflection shaft member with respect to the rotational axis changes, the synchronous rotation can be maintained, and the unbalance due to the generation of the transmission torque can be maintained. No radial load is generated. Therefore, a compact structure can be easily achieved, vibration and noise can be reduced, accurate rotation transmission and torque transmission can be performed, and a good lubrication state of each sliding part can be maintained, thereby improving seizure resistance and reducing mechanical loss. Reduction can be achieved.
A force perpendicular to the reciprocating direction of the piston is not generated between the piston and the cylinder block, the sliding surface pressure of the piston is reduced, seizure can be avoided, and the pump / motor is increased in speed and pressure. On the other hand, since the amount of heat generated due to sliding friction is reduced, the sliding gap between the piston and the cylinder can be reduced, so that the volumetric efficiency can be improved. Further, since the thrust load and radial load do not act on the cylinder block from the rotation transmitting portion, the sliding surface pressure on the valve plate side of the cylinder block can be easily optimized, and seizure and fluid leakage can be prevented.
[0087]
According to the second invention, it is possible to prevent interference between the teeth of the inner spline portion and outer spline portion of the loose spline and the involute spline teeth of the spline hole portion, and the tooth surfaces of the inner spline portion and outer spline portion are Thus, the involute spline tooth surface of the spline hole can be accurately contacted, and a large inclination angle between the two members and the gear deflection shaft can be allowed to obtain good rotation transmission and torque transmission. Further, since no force in the separating direction is generated between the two members, high seizure resistance of the member sliding portion can be ensured, and the mechanical loss can be further reduced.
[0088]
According to the third aspect of the present invention, interference with the spline of the spline hole portion in the plane passing through the rotation axis of the two members and the plane perpendicular to the plane and including the rotation axis of the gear deflection shaft is accurately detected. In addition, it is possible to tolerate a large inclination angle between the two members and the gear flexure shaft, and the tooth surfaces of the inner spline part and the outer spline part of the loose spline are more accurately connected to the involute spline tooth surface of the spline hole part. Contact. Therefore, better rotation transmission and torque transmission can be secured, and high efficiency of the pump / motor can be achieved.
[0089]
According to the 4th and 5th invention, while being able to perform favorable rotation transmission and torque transmission, processing cost can be reduced.
A force perpendicular to the reciprocating direction of the piston is not generated between the piston and the cylinder block, the sliding surface pressure of the piston is reduced, seizure can be avoided, and the pump / motor is increased in speed and pressure. On the other hand, since the amount of heat generated due to sliding friction is reduced, the sliding gap between the piston and the cylinder can be reduced, so that the volumetric efficiency can be improved. Further, since the thrust load and radial load do not act on the cylinder block from the rotation transmitting portion, the sliding surface pressure on the valve plate side of the cylinder block can be easily optimized, and seizure and fluid leakage can be prevented.
[0090]
According to the sixth aspect of the present invention, the inner spline part, the outer spline part of the loose spline, and the spline of the spline hole part are in smooth contact with each other to suppress wear. Vibration and noise can be further reduced.
[0091]
According to the seventh invention, a loose spline shape can be created by casting, electric discharge machining, gear cutting using a hob cutter, or the like.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a longitudinal sectional view showing a first embodiment of the present invention.
FIG. 2 is an enlarged view of a main part thereof.
FIG. 3 is a detailed view of the teeth of a loose spline.
FIG. 4 is a sectional view taken along line AA.
FIG. 5 is a perspective view of a loose spline.
FIG. 6 is a detailed view of teeth of a loose spline showing a second embodiment.
FIG. 7 is a detailed view of teeth of a loose spline showing a third embodiment.
FIG. 8 is a longitudinal sectional view showing a fourth embodiment.
FIG. 9 is a longitudinal sectional view showing a fifth embodiment.
FIG. 10 is a longitudinal sectional view showing a sixth embodiment.
FIG. 11 is a longitudinal sectional view of a conventional example.
FIG. 12 is a cross-sectional view taken along line BB.
FIG. 13 is a characteristic diagram of rotational speed.
[Explanation of symbols]
1 Valve plate
2 Support shaft
3 Cylinder block
3b spline
4 Cylinder hole
5 piston
6 Drive shaft
7 Flange
7b Spline
8 Connecting rod
9 Pump room
12 Gear deflection shaft
12a, 12b loose spline
12c Intermediate shaft
12e Inner spline
12f outer spline
20 Rotation transmission part
33 Cylinder block
34 Cylinder hole
35 piston
35a Contact surface
36 Drive shaft
37 Torque plate
37a recess
38 shoe
38a Smooth surface
39 Pump room
50 Rotation transmission part
51 Gear deflection shaft
52 idle spline
52e Inner spline
52f outer spline

Claims

A cylinder block that is rotatably supported, a plurality of cylinder holes formed concentrically with the rotation axis of the cylinder block, a piston that is reciprocally mounted in each cylinder hole, and rotation of the cylinder block A torque plate that is inclined relative to the shaft center, a shoe that is in spherical contact with the torque plate, a contact surface that is orthogonal to the shaft center provided at the tip of the piston, and the shoe that is in surface contact with the contact surface A spline hole is formed at the center of rotation of each of the cylinder block and the torque plate, and a gear deflection shaft is formed by connecting two loose splines coaxially with an intermediate shaft. These loose splines are reduced in diameter from the rotational axis as they move away from the intermediate shaft, and as they move away from the outer splines. An outer spline portion whose diameter from the rolling axis is reduced is provided, and each loose spline is meshed with the spline hole portion to transmit the rotation of the cylinder block and the torque plate. Axial pump / motor.

The spline tooth profile of the spline hole is an involute spline tooth profile, and the shape of the inner spline part and outer spline part of the loose spline is the locus of the reference pitch line of the gear cutting tool between the spline hole part and the gear deflection shaft. The gear tip is inclined with respect to the rotation axis of the gear deflection shaft at an angle substantially equal to or greater than the inclination angle β, and the diameter of the tooth tip is the angle of inclination β toward the end surface from the boundary between the inner spline portion and the outer spline portion, respectively. The tooth thickness is reduced at an angle substantially equal to or greater than that, and the tooth thickness is equal to the reference pitch circle diameter of the spline hole portion, and the inclination angle β in the circumferential direction on the cylindrical surface around the rotation axis of the gear deflection shaft. Is reduced from the boundary between the inner spline part and the outer spline part toward the end face at an angle approximately equal to or greater than, and the tooth surface forms a substantially involute shape. Axial piston pump motor according to claim 1 that.

The inclination angle of the trajectory of the reference pitch line of the gear cutting tool of the loose spline with respect to the rotation axis of the gear deflection shaft is the inclination angle β between the spline hole and the gear deflection shaft, and the angle β ₀ calculated from the following equation:
β ₀ = sin ⁻¹ (tan β / tan α ₀ )
Where α ₀ is the pressure angle on the reference pitch circle
3. The axial piston pump motor according to claim 2, wherein the axial piston pump motor is substantially equal to or greater than the larger value.

A cylinder block that is rotatably supported, a plurality of cylinder holes formed concentrically with the rotation axis of the cylinder block, a piston that is reciprocally mounted in each cylinder hole, and rotation of the cylinder block A torque plate that is inclined relative to the shaft center, a shoe that is in spherical contact with the torque plate, a contact surface that is orthogonal to the shaft center provided at the tip of the piston, and the shoe that is in surface contact with the contact surface The cylinder block and the torque plate are configured to transmit rotation between the cylinder block and the torque plate at a point of intersection of the rotation axis between the one member and the shaft. A loose spline that rotates coaxially and has an inner spline portion on the member side and an outer spline portion on the opposite side is disposed, and the other spline portion is arranged at the center of rotation of the other member. A spline hole is formed with involute spline teeth that mesh with the mating spline. The shape of the inner and outer splines of the loose spline is relative to the reference pitch line locus of the gear cutting tool. The angle of the tooth tip is inclined from the boundary between the inner spline part and the outer spline part toward the end face by an angle substantially equal to or greater than the tilt angle r. The tooth thickness is reduced at an angle substantially equal to or greater than that of the spline hole and the inclination angle in the circumferential direction on the cylindrical surface centering on the rotation axis of the loose spline having a diameter equal to the reference pitch circle diameter of the spline hole. The tooth surface is reduced from the boundary between the inner spline part and the outer spline part toward the end surface at an angle substantially equal to or greater than r, and the tooth surface is substantially involute. Axial piston pump motor and forming a shape.

The inclination angle of the trajectory of the reference pitch line of the gear cutting tool of the loose spline with respect to the rotational axis of the loose spline is a relative inclination angle γ between the two members and an angle γ ₀ calculated by the following equation:
γ ₀ = sin ⁻¹ (tan γ / tan α ₀ )
Where α ₀ is the pressure angle on the reference pitch circle
The axial piston pump motor according to claim 4, which is substantially equal to or greater than the larger value of.

The axial piston pump motor according to any one of claims 1 to 5, wherein the tooth surface of the loose spline has roundness or chamfering at the tooth tip, end portion, and boundary position between the inner spline portion and the outer spline portion.

7. The axial piston pump / motor according to claim 1, wherein an idle spline shape is created by casting, electric discharge machining, gear cutting using a hob cutter, or the like. .