专利名称：径向流体机械的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种在作为径向流体机械的径向活塞泵、径向液压活塞马达、或径向交变泵等中，防止作用于同流体机械中枢轴的径向不平衡力的径向流体机械。
背景技术：
在历来的径向流体机械中，众所周知的有将缸体单元的两端呈可旋转支撑的海伦·肖(Hele Shaw)型径向活塞泵(例如，“Yasuo KITA，油空压技术，Vol.40，No.13，pp6～11，2001”，特别参照其图7)。而且，还有防止在作用于枢轴的油压在径向产生不平衡的径向流体机械(例如，美国专利第3087473号，特别参照3栏66～67行，6栏25～40行，图1及图3)。
使用图8对上述Hele Shaw型径向活塞泵加以说明。在支撑于马达壳体30上不能旋转的枢轴31上，形成低压端口33与高压端口32，并从低压端口33向在由旋转轴34所旋转驱动的缸体单元35内形成的缸筒36中吸引压油。缸体单元35的两端通过轴承37支撑在马达壳体30上，由缸体单元35的旋转，使通过销栓39支撑在活塞38前端部的滑块40沿浮环41的内周面滑动。此时，从低压端口33所吸引的压油，经加压而成为高压的压油，通过高压端口32向枢轴31外部排出。高压端口32的排出量，可以由浮环41向图8中与附图纸面垂直方向的移动来调整。
在该Hele Shaw型径向活塞泵中，由于缸体单元35是通过轴承37支撑在马达壳体30上并且枢轴31支撑在马达壳体30上，所以从结构上能够保持枢轴31与缸体单元35之间的规定间隙，即保持流体润滑所需要的间隙。
但是，由在枢轴31上所形成的高压端口32的压油，枢轴31会被推压到低压端口33一侧，枢轴31就会在径向产生不平衡。由该径向的不平衡，即使作为低压端口33一侧的润滑应为流体润滑，但却成为边界润滑或金属接触，在枢轴31与缸体单元35的内周面之间产生扭曲。特别是低速旋转或高压时，扭曲的发生更为显著。由这种扭曲使枢轴31与缸体单元35之间的磨损增加。
其结果是油漏增加，高压端口32的压油会从枢轴31上所形成的排泄槽(未图示)等原封不动地流出，或流入低压端口33，使得不能从高压端口32取出高压油。因此，不能实行泵的作用，也缩短了泵的寿命。
作为不产生由枢轴中高压端口的压油而引起的枢轴径向不平衡的径向泵，美国专利第3087473号公布了同种的径向泵。下面利用图9、图10对该径向泵加以说明。
图9表示的是径向泵的截面，图10表示的是沿图9中10-10线的截面。缸体单元52通过轴承51支撑于泵壳体50上并与旋转输入轴53相嵌合。枢轴55被设置为能够在缸体单元52及泵壳体50内滑动。在枢轴55上，分别在周向的两位置上形成高压端口56，低压端口57，以及防止在低压端口57的两侧部部位由高压端口56所引起的径向不平衡的补偿端口58、59(参照图10)。在补偿端口58上，通过形成在枢轴55内的通路60而供给高压端口56的压油；在补偿端口59上，通过形成在枢轴55内的通路61而供给高压端口56的压油。
在缸体单元52的缸膛部63中，有公知的缸筒64、活塞65、活塞瓦66等，与偏心凸轮环67一起构成泵功能。由高压端口56的压油向低压端口57推压枢轴55的力的方向、与由分别在两处形成的补偿端口58、59的压油产生的推压力的合力的方向相平衡。由此能保持枢轴55的径向平衡。
但是，在上述的径向泵中，具有缸体单元52的一端侧是由轴承51所单独支撑、另一端是由枢轴55所支撑的结构。因此，偏心凸轮环67与缸膛部63的活塞65及活塞瓦66之间所产生的径向负荷，就由轴承51及枢轴55所支撑。该径向的力，使得缸体单元52的自由端部以相对于单方支撑的缸体单元52以轴承51为支点而翘曲。
其结果是，在缸体单元52与枢轴55之间发生扭曲。在缸体单元52与枢轴55之间发生的扭曲使缸体单元52与枢轴55之间的磨损增加，扩大了缸体单元52与枢轴55之间的间隙，高压端口56的压油会从排泄槽原封不动地流出，或流入低压端口57，使漏油增加。由此致使泵的寿命缩短。
如图10所示，补偿端口58、59分别在枢轴55的周向上两处形成端口。因此，在各补偿端口58、59中，由两处端口的配置位置就难以形成取得与作用于补偿端口58、59的力的平衡。特别是，难以将由补偿端口58、59的供计4处的端口的推压力的合力的矢量方向、与来自高压端口56的作用力的矢量方向配置的同一直线上。当两矢量方向不在同一直线上时，就有旋转力矩作用于枢轴55，这也是在缸体单元52与枢轴55之间产生扭曲的原因。
因此在历来的泵中，由作用于枢轴的压油而产生的枢轴径向的不平衡，或者是由作用于偏心凸轮环与活塞及活塞瓦之间的推压力使缸体单元翘曲，发生缸体单元与枢轴之间的扭曲。而且，即使是假定在Hele Shaw型径向活塞泵中能够无困难地采用由缸体单元的支撑结构中上述枢轴的高压端口的压油不产生在枢轴径向上的不平衡，如上所述，也仍然存在有以下问题。
由于补偿端口58、59是分别在枢轴的周向形成两处的端口，所以要以各补偿端口58、59中两处端口的配置位置取得作用于各补偿端口的力平衡来形成各个端口就很困难。特别是，难以将由补偿端口58、59供计4处的端口的推压力的合力的矢量方向、与来自高压端口的作用力的矢量方向配置的同一直线上。而且，在Hele Shaw型径向活塞马达中，由于缸体单元35的端部与旋转轴34是分别构成的，所以活塞马达的轴向长度增大，使活塞马达的小型化困难。
发明内容
本发明为了解决上述问题，其目的在于提供一种径向流体机械，能够防止由作用于偏心凸轮环与活塞瓦之间的推压力而使缸体单元产生的挠曲，同时，不因作用于枢轴的压油而在枢轴的径向产生不平衡。
为了达到上述目的，本发明的径向流体机械，设置有不能旋转地被支撑在径向流体机械的罩壳上、并具有与高压端口和低压端口以及与高压端口及低压端口分别连通的端口通路的枢轴，和可相对于枢轴旋转的缸体单元，和在缸体单元旋转时、与高压端口及低压端口切换连通的多个缸筒；在夹持缸膛部的两侧，由轴承将缸体单元以可旋转的方式支撑于罩壳上，且缸体单元的一端与径向流体机械的旋转轴相结合；在与高压端口相对面的枢轴的部位上形成与作用于枢轴的来自高压端口的径向力取得平衡的补偿端口，并且，将高压端口的压油导入补偿端口。
根据这样的结构，在缸筒体的一端结合有旋转轴，同时，在夹持缸膛部的两侧，由轴承对所述罩壳两端进行支撑。由此，能够可靠地使径向流体机械运转时作用于缸膛部的负荷、即作用于偏心凸轮环与缸膛部内设置的活塞及活塞瓦之间的推压力，对于轴承取得平衡。
在上述Hele Shaw型径向活塞泵中所记载的缸体单元，是在被支撑于轴承的两端部成为中空形状，与旋转轴相嵌合。与此相比，在本发明中，是将缸体单元的一端部与旋转轴结合状态的结构，所以由轴承支撑的缸体单元的一端部为实心状态。由此，能够提高加在轴承部的缸体单元端部的刚性，使缸体单元的挠曲量减小，因此与上述Hele Shaw型径向活塞泵相比，能够可靠地防止在缸体单元与枢轴之间发生扭曲。
另外，通过在枢轴的同高压端口相对面的部位形成与来自作用于枢轴的高压端口的径向力相平衡的补偿端口，与美国专利第3087473号中所述的结构相比，可更容易地形成补偿端口。而且，通过在与高压端口相对面的部位形成补偿端口，也能够简单、容易地取得与来自高压端口的径向力的平衡。
对于在补偿端口中导入与高压端口相同的压油，也可以是与高压端口的端口面积及高压端口的压油相对应，根据补偿端口的端口面积另外入压油。而且，关于端口面积，在实施例中进行说明。
根据这样的本发明，作用于缸膛部的负荷能够由轴承相平衡并可靠地支撑，所以即使是对于由高压端口作用于枢轴的径向力也能够取得平衡。由此，在缸体单元与枢轴之间就不会发生扭曲，液体机械的工作能够长期顺利地进行。
在径向流体机械中，补偿端口也可以是在沿着枢轴周向的低压端口的两侧部位分别形成一条窄宽度的狭长切口状。根据这样的结构，能够不改变枢轴的轴向长度，而在枢轴上形成补偿端口。
在径向流体机械中，在向补偿端口导入高压端口的压油的同时，可以使补偿端口的端口面积与高压端口的端口面积的静压轴承容量分别相等。根据这样的结构，可以由补偿端口对来自高压端口的径向力进行稳定的平衡。
而且，由在低压端口的两侧端部所设置的狭长切口状的补偿端口中的枢轴的轴向宽度、以及与补偿端口相邻接的环槽脊部的宽度所求出的端口面积，与由枢轴的轴向上的高压端口的宽度、以及与高压端口相邻接的环槽脊部的宽度所求出的端口面积的静压轴承容量分别相等。由此，由补偿端口能够平衡来自高压端口的径向力。这里，所谓环槽脊部是指枢轴的外周面上不形成端口的部分，从与一个环槽脊部相接的补偿端口到低压端口的长度为环槽脊部的宽度。特别是，通过在低压端口的两侧部位形成的一对补偿端口、在以低压端口为中心左右对称的位置的形成，能够使来自高压端口的径向力对于轴承呈均等且稳定的状态而取得平衡。
在径向流体机械中，在与所述低压端口相对面的枢轴的部位的、在沿所述枢轴的周向的高压端口的两侧部位分别形成的一条窄宽度的狭长切口形状的低压用端口，同时，将所述低压端口的压油导入所述低压用端口。根据这样的结构，在能够由低压用端口对从低压端口向枢轴的径向力平衡的同时，由低压用端口与高压端口之间的环槽脊部的宽度，能够可靠地规定高压端口的端口面积。
另外，即使是对于作为径向流体机械的流体马达或交变泵、泵·马达中的枢轴，不论缸体单元向哪个方向旋转，都能够总是在与高压端口相对面的枢轴的部位配置补偿端口，并在与低压端口相对面的枢轴的部位配置低压用端口。
由此，能够减轻支撑缸体单元的轴承的负载。在设置有多列缸筒的串联型等径向流体机械中，由于能够减轻轴承的负载，所以可不使用缸筒列多列用轴承，而仅使用缸筒列为一列类型用轴承，使轴承部的结构小型化。
在径向流体机械中，可以使低压用端口的端口面积与低压端口的端口面积的静压轴承容量分别相等。根据这样的结构，由低压用端口能够可靠地将从低压端口向枢轴的径向力平衡。因此，能够进一步减轻施加于缸体单元的轴承的负载。
在于缸膛部具有多列缸筒列的径向流体机械中，可在枢轴中与各列的高压端口相对面的部位，分别形成补偿端口。由这样的结构，能够使各列的从高压端口向枢轴的径向力平衡。
在径向流体机械中，可以在各列中与各自的所述低压端口相对面的枢轴的部位的、在各列中沿枢轴的周向的高压端口的两侧部位分别形成的一条窄宽度的狭长切口状的低压用端口，并且低压用端口的端口面积与对应于低压用端口的低压端口的端口面积的静压轴承容量分别相等，同时，将低压端口的压油导入各低压用端口。
在该结构中，在与多列中每一列的低压端口的相对面的枢轴部位形成有低压用端口，将低压端口的压油导入低压用端口。由此，由低压用端口可以将从低压端口向枢轴的径向力平衡，同时，由低压用端口与高压端口之间的环槽脊部的宽度，能够可靠规定高压端口的端口面积。
另外，即使是在由多列构成的作为径向流体机械的流体马达或交变泵、泵·马达中，对于这些各个枢轴，不论缸体单元向哪个方向旋转，都能够总是在与高压端口相对面的枢轴的部位配置补偿端口。由此，在与低压端口相对面的枢轴的部位也配置低压用端口。而且，能够减轻支撑缸体单元的轴承的负载，即使缸筒列可不使用多列用轴承，也能够仅使用一列类型用小型轴承，使轴承部的结构小型化。
在径向流体机械中，可以在枢轴的周向位置等距离配置各列的高压端口。根据该结构，可以使来自高压端口的压力在枢轴的周向取得平衡。另外，此时通过调整对于枢轴轴向各列的高压端口的配置位置，能够取得的在枢轴的轴向上高压端口的压力的平衡。
图1是本发明实施例中径向可变容量泵的截面侧视图。
图2是实施例的串联型径向可变容量泵的截面侧视图。
图3是实施例的枢轴的外观图。
图4是实施例的枢轴的截面图。
图5是实施例的枢轴的表面展开图。
图6A及图6B是表示端口中压力状态的说明图，图6A是表示图5中沿6A-6A线切开情况下的压力状态，图6B是表示图5中沿6B-6B线切开情况下的压力状态。
图7A～图7D是图3的各截面的截面图，图7A是表示图3中7A-7A截面，图7B是表示图3中7B-7B截面，图7C是表示图3中7C-7C截面，图7D是表示图3中7D-7D截面。
图8是历来例中Hele Shaw型径向活塞泵的截面侧视图。
图9是历来例中径向流体泵的截面图。
图10是图9中10-10截面图。
具体实施例方式
下面基于附图对本发明的优选实施例加以具体说明。本发明能够有效地适用于例如在径向泵、径向马达或径向交变泵等径向流体机械中、设置有形成高压端口及低压端口的枢轴，和支撑缸体单元、能够相对于枢轴自由旋转并具有多个缸筒的缸膛部能够在高压端口与低压端口之间切换的连通机构的流体机械。而且，作为流体还包括固定容量型、可变容量型的流体机械。
作为本发明的实施例，使用径向可变容量泵加以说明。但是，本发明的径向流体机械，并不局限于径向可变容量泵，还可以适用于固定容量型、可变容量型，或不论缸筒列是单列还是多列的为径向的径向马达或径向交变泵等径向流体机械。
图1是表示径向可变容量泵的截面侧视图。图2是表示串联型径向可变容量泵的截面侧视图。串联型表示的是在构成活塞部的缸膛部的半径方向上设置两列有多个缸筒的类型。这里，首先使用图1，对缸筒列为一列的径向可变容量泵的结构与作用加以说明，再使用图2～图7D对补偿端口、低压用端口的构成加以说明。
在图1所示的径向可变容量泵中，枢轴3相对于罩壳1不能旋转，枢轴3的轴向能够进行微小量自由移动地被支撑，同时，罩壳1支撑着能够相对于枢轴3自由旋转的缸体单元4。缸体单元4的一端部与旋转轴5结合，在缸膛部6的两端部，通过轴承7将缸体单元4支撑于罩壳1上。而且，缸体单元4与旋转轴5还可以一体构成。枢轴3以在轴向可微小自由移动的方式被支撑，但也可以相对于罩壳1不能旋转地固定。而且，在旋转轴5与罩壳1之间设置有浮动密封等密封件8，对罩壳1内进行液体密封。
在缸膛部6的半径方向形成有多个缸筒10，各缸筒10内设置有可以自由滑动的活塞11，在活塞的前端，枢轴支撑有可自由转动的活塞瓦12。活塞瓦12沿着在罩壳1内可滑动地支撑的偏心凸轮环2的内周面滑动，由活塞环13将活塞瓦12定位、使其沿偏心凸轮环2的内周面滑动接触。通过偏心凸轮环2的滑动，能够变更泵的排出容量。
高压端口15及低压端口16分别与枢轴3内所形成的端口通路17、18相连通，各端口通路17、18通过端口23、24与罩壳1外的管路(未图示)相连接。而且，具有在与高压端口15相对面的枢轴3的部位的低压端口16的两侧部部位形成补偿端口20a、20b、能够分别通过补偿通路21a、21b导入高压端口15的压油的结构。在补偿端口20a、20b的外侧部形成排泄槽22。关于补偿端口20a、20b与低压端口16之间的配置关系等，后面使用图2～图7D进行说明。
接着，使用图1对径向可变容量泵的动作加以说明。通过使旋转轴5旋转而使缸体单元4的旋转，与外部管路相接，并从罩壳1内所设置的通路、通过端口24将经由端口通路18而导入的压油从低压端口16吸引到缸筒10内。所吸引的压油，基于偏心凸轮环2的内周面中心与缸体单元4的旋转中心的偏心量，由活塞11的吸引动作所进行的压缩动作而压缩，并作为高压的压油从活塞11排出。
压缩为高压油的压油，从高压端口15通过端口通路17、端口23而供给到罩壳外的管路等。此时，来自高压端口15的压油的一部分，通过枢轴3内所设置的补偿通路21a、21b，被导入在低压端口16的两侧部部位所形成的补偿端口20a、20b，作为与由高压端口15向枢轴3的推压力相平衡的力而作用于枢轴3。
作为缸膛部6、偏心凸轮环2、高压端口15、低压端口16以及补偿端口20a、20b的配置位置，可以配置在支撑缸体单元4的轴承7的中央部。而且，可以配置在以两轴承7之间的中心线为中心左右对称的位置。由此，由压油对枢轴3径向的力，就不会发生偏差，能够以稳定的状态取得平衡。由支撑缸体单元4的轴承7，能够使作用于缸膛部6的偏心凸轮环2与活塞瓦12及活塞11之间的作用负荷、在静态或动态下都能够以稳定的状态支撑。特别是，由于在两轴承7的中央部配置缸膛部6，所以在两轴承7能够对作用于缸膛部6的负荷均等地支撑。
接着利用图2～图5对使用串联型径向可变容量泵的补偿端口等的结构进行说明。图2所表示的串联型径向可变容量泵，与图1的径向可变容量泵的不同点在于设置有两列偏心凸轮环2、2′及缸筒列。但是，由偏心凸轮环2、2′与活塞11、11′所起的泵作用的基本结构，与图1中的径向可变容量泵的作用相同。因此，对于起同一作用的结构构件，使用同一符号，或者是使用在同一符号上添加「′」的符号，对其结构与作用进行说明。
图2中的第一高压端口15与第二高压端口15′，偏离地配置在枢轴3的轴向，同时对于枢轴3的中心轴线在周向以180度对称的位置形成。第一偏心凸轮环2与第二偏心凸轮环2′，配置在偏心方向的相互相反方向。即，第一高压端口15与第二高压端口15′，在枢轴3的周向等距离配置，同时，由缸筒列的第一列与第二列作用于缸膛部6的负荷，分别向相反方向作用而取得平衡。另外，由于在两轴承7的中央部配置有缸膛部6，所以在两轴承7能够对作用于缸膛部6的负荷均等地支撑。
图3是表示枢轴3的外观图，图4是表示枢轴3的截面图，图5是表示枢轴3的表面展开图。图7A～图7D是图3中各截面的截面图。如图5的上部所示，在与缸膛部6对峙的枢轴3的周面的半周部侧，沿轴向自左向右，形成排泄槽22、一条窄宽度的狭长切口状的补偿端口20a、低压端口16、一条窄宽度的狭长切口状的补偿端口20b、一条窄宽度的狭长切口状的低压用端口25a′、高压端口15′、一条窄宽度的狭长切口状的低压用端口25b′以及排泄槽22。
如图3、图5的下部所示，在枢轴的周面的其余半周部，沿轴向自左向右，形成排泄槽22、一条窄宽度的狭长切口状的低压用端口25a、高压端口15、一条窄宽度的狭长切口状的低压用端口25b、一条窄宽度的狭长切口状的补偿端口20a′、低压端口16′、一条窄宽度的狭长切口状的补偿端口20b′以及排泄槽22。
即，在高压端口15、15′的两侧部位的宽度位置上，分别形成一条窄宽度的狭长切口状的低压用端口25a、25b，25a′、25b′。在低压端口16、16′的两侧部位的等宽度位置上，分别形成一条窄宽度的狭长切口状的补偿端口20a、20b，20a′、20b′。在这些端口的两侧端部分别形成排泄槽22。在各低压用端口25a、25b，25a′、25b′中，分别导入对面的低压端口16、16′的压油，但也可以共同形成与各自的低压端口16、16′相连通的端口通路，对各低压用端口25a、25b，25a′、25b′导入相同压力的压油。
在高压端口15、15′及低压端口16、16′的前端，即，在枢轴3的周向前端，形成突起状的槽。由该突起状的槽，在从低压端口16、16′向缸筒10、10′内吸引的压油的压力变动及从缸筒10、10′所排出的高压压油流入高压端口15、15′时，能够抑制压力的变动。
如图7A～图7D所示，补偿端口20a、20b，20a′、20b′与高压端口15、15′相连接，低压用端口25a、25b，25a′、25b′与低压端口16、16′相连接。
图6A是表示在沿图5中6A-6A线切开时，排泄槽22、低压用端口25a、高压用端口15、低压用端口25b，补偿端口20a′、低压端口16′、补偿端口20b′、以及排泄槽22之间压油的压力状态。另外，图6B是表示在沿图5中6B-6B线切开时，排泄槽22、补偿端口20a、低压端口16、补偿端口20b、低压用端口25a′、高压端口15′、低压用端口25b′，以及排泄槽22之间的压油的压力状态。
如图6A所示，通过对高压端口15的宽度H与自高压端口15的侧边缘到低压用端口25a、25b的环槽脊部的宽度d的设定，能够将作用于枢轴3的高压端口15的压油的推压力表示为端口面积A1的函数。也就是说，高压端口15的压油作用于枢轴3时的压力，能够原封不动地将宽度H部分施加在高压端口15上，环槽脊部的压力，可以假定是随着自高压端口15的高压部到低压用端口25a、25b的低压部之间的直角三角形的斜边斜率的形状而减少分布。
由此，将高压端口的压油作用面积设定为端口面积A1，则可表示为A1H d/2 D/2＝H d。作为端口的面积，虽然还需要高压端口15、15′的枢轴的周向长度，但如果高压端口15、15′的周向长度一定，则端口面积在A-A切断线的宽度方向上可以表示为上述关系式的函数。
同样地，补偿端口20a、20b，20a′、20b′中端口面积A2，也可以由补偿端口20a、20b，20a′、20b′的宽度h与自补偿端口20a、20b′到排泄槽22的宽度d、以及到低压端口16、16′的宽度d，进而，由到低压用端口25b、25a′的宽度d，表示为A2(d/2 h d/2) d/2 h d/2)＝2h 2d。
由补偿端口到排泄槽的宽度d和到低压端口的宽度d，以及到低压用端口的宽度d全部相等。但是，也可以在形成左右相等的由补偿端口到低压端口的宽度d1的同时形成相等的由补偿端口到排泄槽的宽度及由补偿端口到低压用端口的宽度d2，并将宽度d1与宽度d2不同地形成。
作为端口面积，通过使A1＝A2，能够由补偿端口20a、20b，20a′、20b′对从高压端口15、15′的压油作用在枢轴3的径向上的径向力平衡。同样，使用具有与低压端口16、16′的端口面积相等端口面积的低压用端口25a、25b，25a′、25b′，能够对由低压端口16、16′的压油作用在枢轴3的径向上的径向力平衡。
而且，通过形成低压用端口25a、25b，25a′、25b′，在用于作为径向流体机械的马达或交变型泵时，即使是根据缸体单元的旋转方向、将高压端口作为低压端口的功能，也能够经常配置对于高压端口对面的补偿端口、对于低压端口对面的低压用端口。而且，在图1所示的实施例中，在与低压端口对面的枢轴部位，即，在高压端口的两侧部位，虽然没有形成导入低压端口的压油的低压用端口，但也可以形成低压用端口。本发明并不限于上述实施例，也包含适用于本行业技术人员的适当的其他的其它结构。
权利要求
1.一种径向流体机械，其特征在于，设置有不能旋转地被支撑在径向流体机械的罩壳上、并具有与高压端口和低压端口以及与所述高压端口及所述低压端口分别连通的端口通路的枢轴，和对于所述枢轴可相对旋转的缸体单元，和在所述缸体单元旋转时、与所述高压端口及所述低压端口切换连通的多个缸筒；在夹持缸膛部的两侧，由轴承将所述缸体单元以可旋转的方式支撑于所述罩壳上，且所述缸体单元的一端与所述径向流体机械的旋转轴相结合，在与所述高压端口相对面的所述枢轴的部位上形成与作用于所述枢轴的来自所述高压端口的径向力取得平衡的补偿端口，并且，将所述高压端口的压油导入所述补偿端口。
2.根据权利要求1所述的径向流体机械，其特征在于所述补偿端口，是在沿着所述枢轴的周向的所述低压端口的两端部位的、分别被形成的一条窄宽度的狭长切口的形状。
3.根据权利要求2所述的径向流体机械，其特征在于在将所述高压端口的压油导入所述补偿端口的同时，使所述补偿端口的端口面积与高压端口的端口面积上的静压轴承容量分别相等。
4.根据权利要求3所述的径向流体机械，其特征在于在与所述低压端口相对面的所述枢轴的部位的、在沿所述枢轴的周向的所述高压端口的两侧部位上分别形成的一条宽度窄的狭长切口状的低压用端口，并且将所述低压端口的压油导入所述该低压用端口。
5.根据权利要求4所述的径向流体机械，其特征在于所述低压用端口的端口面积与所述低压端口的端口面积上的静压轴承容量分别相等。
6.根据权利要求3所述的径向流体机械，其特征在于在于所述缸膛部具有多列所述缸筒列的径向流体机械中，在所述枢轴中各列的与所述高压端口相对面的部位，分别形成上述补偿端口。
7.根据权利要求6所述的径向流体机械，其特征在于在所述各列中与各自的所述低压端口相对面的所述枢轴的部位的、在所述各列中沿所述枢轴的周向的所述高压端口的两侧部位分别形成的一条窄宽度的狭长切口状的低压用端口，所述低压用端口的端口面积与对应于所述低压用端口的所述低压端口面积的静压轴承容量分别相等，并且，将所述低压端口的压油导入所述低压用端口。
8.根据权利要求6所述的径向流体机械，其特征在于在所述枢轴的周向位置上，等距离配置有所述各列的高压端口。
全文摘要
一种径向流体机械，将缸体单元(4)可旋转地支撑在不能旋转地设置在罩壳(1)上的枢轴(3)上。对于缸体单元，其一端与旋转轴(5)相结合，并且缸膛部(6)的两端部通过轴承(7)被支撑在罩壳上。在与高压端口(15)相对面的低压端口(16)的两侧部的部位，形成补偿端口(20a、20b)，能够导入高压端口的压油。这种径向流体机械，能够防止缸体单元的挠曲，在枢轴的径向不会产生不平衡力。
文档编号F04B1/10GK1497173SQ20031010071
公开日2004年5月19日 申请日期2003年10月8日 优先权日2003年10月8日
发明者赤坂利幸, 新井满 申请人:株式会社小松制作所
技术领域：
本发明涉及一种在作为径向流体机械的径向活塞泵、径向液压活塞马达、或径向交变泵等中，防止作用于同流体机械中枢轴的径向不平衡力的径向流体机械。
背景技术：
在历来的径向流体机械中，众所周知的有将缸体单元的两端呈可旋转支撑的海伦·肖(Hele Shaw)型径向活塞泵(例如，“Yasuo KITA，油空压技术，Vol.40，No.13，pp6～11，2001”，特别参照其图7)。而且，还有防止在作用于枢轴的油压在径向产生不平衡的径向流体机械(例如，美国专利第3087473号，特别参照3栏66～67行，6栏25～40行，图1及图3)。
使用图8对上述Hele Shaw型径向活塞泵加以说明。在支撑于马达壳体30上不能旋转的枢轴31上，形成低压端口33与高压端口32，并从低压端口33向在由旋转轴34所旋转驱动的缸体单元35内形成的缸筒36中吸引压油。缸体单元35的两端通过轴承37支撑在马达壳体30上，由缸体单元35的旋转，使通过销栓39支撑在活塞38前端部的滑块40沿浮环41的内周面滑动。此时，从低压端口33所吸引的压油，经加压而成为高压的压油，通过高压端口32向枢轴31外部排出。高压端口32的排出量，可以由浮环41向图8中与附图纸面垂直方向的移动来调整。
在该Hele Shaw型径向活塞泵中，由于缸体单元35是通过轴承37支撑在马达壳体30上并且枢轴31支撑在马达壳体30上，所以从结构上能够保持枢轴31与缸体单元35之间的规定间隙，即保持流体润滑所需要的间隙。
但是，由在枢轴31上所形成的高压端口32的压油，枢轴31会被推压到低压端口33一侧，枢轴31就会在径向产生不平衡。由该径向的不平衡，即使作为低压端口33一侧的润滑应为流体润滑，但却成为边界润滑或金属接触，在枢轴31与缸体单元35的内周面之间产生扭曲。特别是低速旋转或高压时，扭曲的发生更为显著。由这种扭曲使枢轴31与缸体单元35之间的磨损增加。
其结果是油漏增加，高压端口32的压油会从枢轴31上所形成的排泄槽(未图示)等原封不动地流出，或流入低压端口33，使得不能从高压端口32取出高压油。因此，不能实行泵的作用，也缩短了泵的寿命。
作为不产生由枢轴中高压端口的压油而引起的枢轴径向不平衡的径向泵，美国专利第3087473号公布了同种的径向泵。下面利用图9、图10对该径向泵加以说明。
图9表示的是径向泵的截面，图10表示的是沿图9中10-10线的截面。缸体单元52通过轴承51支撑于泵壳体50上并与旋转输入轴53相嵌合。枢轴55被设置为能够在缸体单元52及泵壳体50内滑动。在枢轴55上，分别在周向的两位置上形成高压端口56，低压端口57，以及防止在低压端口57的两侧部部位由高压端口56所引起的径向不平衡的补偿端口58、59(参照图10)。在补偿端口58上，通过形成在枢轴55内的通路60而供给高压端口56的压油；在补偿端口59上，通过形成在枢轴55内的通路61而供给高压端口56的压油。
在缸体单元52的缸膛部63中，有公知的缸筒64、活塞65、活塞瓦66等，与偏心凸轮环67一起构成泵功能。由高压端口56的压油向低压端口57推压枢轴55的力的方向、与由分别在两处形成的补偿端口58、59的压油产生的推压力的合力的方向相平衡。由此能保持枢轴55的径向平衡。
但是，在上述的径向泵中，具有缸体单元52的一端侧是由轴承51所单独支撑、另一端是由枢轴55所支撑的结构。因此，偏心凸轮环67与缸膛部63的活塞65及活塞瓦66之间所产生的径向负荷，就由轴承51及枢轴55所支撑。该径向的力，使得缸体单元52的自由端部以相对于单方支撑的缸体单元52以轴承51为支点而翘曲。
其结果是，在缸体单元52与枢轴55之间发生扭曲。在缸体单元52与枢轴55之间发生的扭曲使缸体单元52与枢轴55之间的磨损增加，扩大了缸体单元52与枢轴55之间的间隙，高压端口56的压油会从排泄槽原封不动地流出，或流入低压端口57，使漏油增加。由此致使泵的寿命缩短。
如图10所示，补偿端口58、59分别在枢轴55的周向上两处形成端口。因此，在各补偿端口58、59中，由两处端口的配置位置就难以形成取得与作用于补偿端口58、59的力的平衡。特别是，难以将由补偿端口58、59的供计4处的端口的推压力的合力的矢量方向、与来自高压端口56的作用力的矢量方向配置的同一直线上。当两矢量方向不在同一直线上时，就有旋转力矩作用于枢轴55，这也是在缸体单元52与枢轴55之间产生扭曲的原因。
因此在历来的泵中，由作用于枢轴的压油而产生的枢轴径向的不平衡，或者是由作用于偏心凸轮环与活塞及活塞瓦之间的推压力使缸体单元翘曲，发生缸体单元与枢轴之间的扭曲。而且，即使是假定在Hele Shaw型径向活塞泵中能够无困难地采用由缸体单元的支撑结构中上述枢轴的高压端口的压油不产生在枢轴径向上的不平衡，如上所述，也仍然存在有以下问题。
由于补偿端口58、59是分别在枢轴的周向形成两处的端口，所以要以各补偿端口58、59中两处端口的配置位置取得作用于各补偿端口的力平衡来形成各个端口就很困难。特别是，难以将由补偿端口58、59供计4处的端口的推压力的合力的矢量方向、与来自高压端口的作用力的矢量方向配置的同一直线上。而且，在Hele Shaw型径向活塞马达中，由于缸体单元35的端部与旋转轴34是分别构成的，所以活塞马达的轴向长度增大，使活塞马达的小型化困难。
发明内容
本发明为了解决上述问题，其目的在于提供一种径向流体机械，能够防止由作用于偏心凸轮环与活塞瓦之间的推压力而使缸体单元产生的挠曲，同时，不因作用于枢轴的压油而在枢轴的径向产生不平衡。
为了达到上述目的，本发明的径向流体机械，设置有不能旋转地被支撑在径向流体机械的罩壳上、并具有与高压端口和低压端口以及与高压端口及低压端口分别连通的端口通路的枢轴，和可相对于枢轴旋转的缸体单元，和在缸体单元旋转时、与高压端口及低压端口切换连通的多个缸筒；在夹持缸膛部的两侧，由轴承将缸体单元以可旋转的方式支撑于罩壳上，且缸体单元的一端与径向流体机械的旋转轴相结合；在与高压端口相对面的枢轴的部位上形成与作用于枢轴的来自高压端口的径向力取得平衡的补偿端口，并且，将高压端口的压油导入补偿端口。
根据这样的结构，在缸筒体的一端结合有旋转轴，同时，在夹持缸膛部的两侧，由轴承对所述罩壳两端进行支撑。由此，能够可靠地使径向流体机械运转时作用于缸膛部的负荷、即作用于偏心凸轮环与缸膛部内设置的活塞及活塞瓦之间的推压力，对于轴承取得平衡。
在上述Hele Shaw型径向活塞泵中所记载的缸体单元，是在被支撑于轴承的两端部成为中空形状，与旋转轴相嵌合。与此相比，在本发明中，是将缸体单元的一端部与旋转轴结合状态的结构，所以由轴承支撑的缸体单元的一端部为实心状态。由此，能够提高加在轴承部的缸体单元端部的刚性，使缸体单元的挠曲量减小，因此与上述Hele Shaw型径向活塞泵相比，能够可靠地防止在缸体单元与枢轴之间发生扭曲。
另外，通过在枢轴的同高压端口相对面的部位形成与来自作用于枢轴的高压端口的径向力相平衡的补偿端口，与美国专利第3087473号中所述的结构相比，可更容易地形成补偿端口。而且，通过在与高压端口相对面的部位形成补偿端口，也能够简单、容易地取得与来自高压端口的径向力的平衡。
对于在补偿端口中导入与高压端口相同的压油，也可以是与高压端口的端口面积及高压端口的压油相对应，根据补偿端口的端口面积另外入压油。而且，关于端口面积，在实施例中进行说明。
根据这样的本发明，作用于缸膛部的负荷能够由轴承相平衡并可靠地支撑，所以即使是对于由高压端口作用于枢轴的径向力也能够取得平衡。由此，在缸体单元与枢轴之间就不会发生扭曲，液体机械的工作能够长期顺利地进行。
在径向流体机械中，补偿端口也可以是在沿着枢轴周向的低压端口的两侧部位分别形成一条窄宽度的狭长切口状。根据这样的结构，能够不改变枢轴的轴向长度，而在枢轴上形成补偿端口。
在径向流体机械中，在向补偿端口导入高压端口的压油的同时，可以使补偿端口的端口面积与高压端口的端口面积的静压轴承容量分别相等。根据这样的结构，可以由补偿端口对来自高压端口的径向力进行稳定的平衡。
而且，由在低压端口的两侧端部所设置的狭长切口状的补偿端口中的枢轴的轴向宽度、以及与补偿端口相邻接的环槽脊部的宽度所求出的端口面积，与由枢轴的轴向上的高压端口的宽度、以及与高压端口相邻接的环槽脊部的宽度所求出的端口面积的静压轴承容量分别相等。由此，由补偿端口能够平衡来自高压端口的径向力。这里，所谓环槽脊部是指枢轴的外周面上不形成端口的部分，从与一个环槽脊部相接的补偿端口到低压端口的长度为环槽脊部的宽度。特别是，通过在低压端口的两侧部位形成的一对补偿端口、在以低压端口为中心左右对称的位置的形成，能够使来自高压端口的径向力对于轴承呈均等且稳定的状态而取得平衡。
在径向流体机械中，在与所述低压端口相对面的枢轴的部位的、在沿所述枢轴的周向的高压端口的两侧部位分别形成的一条窄宽度的狭长切口形状的低压用端口，同时，将所述低压端口的压油导入所述低压用端口。根据这样的结构，在能够由低压用端口对从低压端口向枢轴的径向力平衡的同时，由低压用端口与高压端口之间的环槽脊部的宽度，能够可靠地规定高压端口的端口面积。
另外，即使是对于作为径向流体机械的流体马达或交变泵、泵·马达中的枢轴，不论缸体单元向哪个方向旋转，都能够总是在与高压端口相对面的枢轴的部位配置补偿端口，并在与低压端口相对面的枢轴的部位配置低压用端口。
由此，能够减轻支撑缸体单元的轴承的负载。在设置有多列缸筒的串联型等径向流体机械中，由于能够减轻轴承的负载，所以可不使用缸筒列多列用轴承，而仅使用缸筒列为一列类型用轴承，使轴承部的结构小型化。
在径向流体机械中，可以使低压用端口的端口面积与低压端口的端口面积的静压轴承容量分别相等。根据这样的结构，由低压用端口能够可靠地将从低压端口向枢轴的径向力平衡。因此，能够进一步减轻施加于缸体单元的轴承的负载。
在于缸膛部具有多列缸筒列的径向流体机械中，可在枢轴中与各列的高压端口相对面的部位，分别形成补偿端口。由这样的结构，能够使各列的从高压端口向枢轴的径向力平衡。
在径向流体机械中，可以在各列中与各自的所述低压端口相对面的枢轴的部位的、在各列中沿枢轴的周向的高压端口的两侧部位分别形成的一条窄宽度的狭长切口状的低压用端口，并且低压用端口的端口面积与对应于低压用端口的低压端口的端口面积的静压轴承容量分别相等，同时，将低压端口的压油导入各低压用端口。
在该结构中，在与多列中每一列的低压端口的相对面的枢轴部位形成有低压用端口，将低压端口的压油导入低压用端口。由此，由低压用端口可以将从低压端口向枢轴的径向力平衡，同时，由低压用端口与高压端口之间的环槽脊部的宽度，能够可靠规定高压端口的端口面积。
另外，即使是在由多列构成的作为径向流体机械的流体马达或交变泵、泵·马达中，对于这些各个枢轴，不论缸体单元向哪个方向旋转，都能够总是在与高压端口相对面的枢轴的部位配置补偿端口。由此，在与低压端口相对面的枢轴的部位也配置低压用端口。而且，能够减轻支撑缸体单元的轴承的负载，即使缸筒列可不使用多列用轴承，也能够仅使用一列类型用小型轴承，使轴承部的结构小型化。
在径向流体机械中，可以在枢轴的周向位置等距离配置各列的高压端口。根据该结构，可以使来自高压端口的压力在枢轴的周向取得平衡。另外，此时通过调整对于枢轴轴向各列的高压端口的配置位置，能够取得的在枢轴的轴向上高压端口的压力的平衡。
图1是本发明实施例中径向可变容量泵的截面侧视图。
图2是实施例的串联型径向可变容量泵的截面侧视图。
图3是实施例的枢轴的外观图。
图4是实施例的枢轴的截面图。
图5是实施例的枢轴的表面展开图。
图6A及图6B是表示端口中压力状态的说明图，图6A是表示图5中沿6A-6A线切开情况下的压力状态，图6B是表示图5中沿6B-6B线切开情况下的压力状态。
图7A～图7D是图3的各截面的截面图，图7A是表示图3中7A-7A截面，图7B是表示图3中7B-7B截面，图7C是表示图3中7C-7C截面，图7D是表示图3中7D-7D截面。
图8是历来例中Hele Shaw型径向活塞泵的截面侧视图。
图9是历来例中径向流体泵的截面图。
图10是图9中10-10截面图。
具体实施例方式
下面基于附图对本发明的优选实施例加以具体说明。本发明能够有效地适用于例如在径向泵、径向马达或径向交变泵等径向流体机械中、设置有形成高压端口及低压端口的枢轴，和支撑缸体单元、能够相对于枢轴自由旋转并具有多个缸筒的缸膛部能够在高压端口与低压端口之间切换的连通机构的流体机械。而且，作为流体还包括固定容量型、可变容量型的流体机械。
作为本发明的实施例，使用径向可变容量泵加以说明。但是，本发明的径向流体机械，并不局限于径向可变容量泵，还可以适用于固定容量型、可变容量型，或不论缸筒列是单列还是多列的为径向的径向马达或径向交变泵等径向流体机械。
图1是表示径向可变容量泵的截面侧视图。图2是表示串联型径向可变容量泵的截面侧视图。串联型表示的是在构成活塞部的缸膛部的半径方向上设置两列有多个缸筒的类型。这里，首先使用图1，对缸筒列为一列的径向可变容量泵的结构与作用加以说明，再使用图2～图7D对补偿端口、低压用端口的构成加以说明。
在图1所示的径向可变容量泵中，枢轴3相对于罩壳1不能旋转，枢轴3的轴向能够进行微小量自由移动地被支撑，同时，罩壳1支撑着能够相对于枢轴3自由旋转的缸体单元4。缸体单元4的一端部与旋转轴5结合，在缸膛部6的两端部，通过轴承7将缸体单元4支撑于罩壳1上。而且，缸体单元4与旋转轴5还可以一体构成。枢轴3以在轴向可微小自由移动的方式被支撑，但也可以相对于罩壳1不能旋转地固定。而且，在旋转轴5与罩壳1之间设置有浮动密封等密封件8，对罩壳1内进行液体密封。
在缸膛部6的半径方向形成有多个缸筒10，各缸筒10内设置有可以自由滑动的活塞11，在活塞的前端，枢轴支撑有可自由转动的活塞瓦12。活塞瓦12沿着在罩壳1内可滑动地支撑的偏心凸轮环2的内周面滑动，由活塞环13将活塞瓦12定位、使其沿偏心凸轮环2的内周面滑动接触。通过偏心凸轮环2的滑动，能够变更泵的排出容量。
高压端口15及低压端口16分别与枢轴3内所形成的端口通路17、18相连通，各端口通路17、18通过端口23、24与罩壳1外的管路(未图示)相连接。而且，具有在与高压端口15相对面的枢轴3的部位的低压端口16的两侧部部位形成补偿端口20a、20b、能够分别通过补偿通路21a、21b导入高压端口15的压油的结构。在补偿端口20a、20b的外侧部形成排泄槽22。关于补偿端口20a、20b与低压端口16之间的配置关系等，后面使用图2～图7D进行说明。
接着，使用图1对径向可变容量泵的动作加以说明。通过使旋转轴5旋转而使缸体单元4的旋转，与外部管路相接，并从罩壳1内所设置的通路、通过端口24将经由端口通路18而导入的压油从低压端口16吸引到缸筒10内。所吸引的压油，基于偏心凸轮环2的内周面中心与缸体单元4的旋转中心的偏心量，由活塞11的吸引动作所进行的压缩动作而压缩，并作为高压的压油从活塞11排出。
压缩为高压油的压油，从高压端口15通过端口通路17、端口23而供给到罩壳外的管路等。此时，来自高压端口15的压油的一部分，通过枢轴3内所设置的补偿通路21a、21b，被导入在低压端口16的两侧部部位所形成的补偿端口20a、20b，作为与由高压端口15向枢轴3的推压力相平衡的力而作用于枢轴3。
作为缸膛部6、偏心凸轮环2、高压端口15、低压端口16以及补偿端口20a、20b的配置位置，可以配置在支撑缸体单元4的轴承7的中央部。而且，可以配置在以两轴承7之间的中心线为中心左右对称的位置。由此，由压油对枢轴3径向的力，就不会发生偏差，能够以稳定的状态取得平衡。由支撑缸体单元4的轴承7，能够使作用于缸膛部6的偏心凸轮环2与活塞瓦12及活塞11之间的作用负荷、在静态或动态下都能够以稳定的状态支撑。特别是，由于在两轴承7的中央部配置缸膛部6，所以在两轴承7能够对作用于缸膛部6的负荷均等地支撑。
接着利用图2～图5对使用串联型径向可变容量泵的补偿端口等的结构进行说明。图2所表示的串联型径向可变容量泵，与图1的径向可变容量泵的不同点在于设置有两列偏心凸轮环2、2′及缸筒列。但是，由偏心凸轮环2、2′与活塞11、11′所起的泵作用的基本结构，与图1中的径向可变容量泵的作用相同。因此，对于起同一作用的结构构件，使用同一符号，或者是使用在同一符号上添加「′」的符号，对其结构与作用进行说明。
图2中的第一高压端口15与第二高压端口15′，偏离地配置在枢轴3的轴向，同时对于枢轴3的中心轴线在周向以180度对称的位置形成。第一偏心凸轮环2与第二偏心凸轮环2′，配置在偏心方向的相互相反方向。即，第一高压端口15与第二高压端口15′，在枢轴3的周向等距离配置，同时，由缸筒列的第一列与第二列作用于缸膛部6的负荷，分别向相反方向作用而取得平衡。另外，由于在两轴承7的中央部配置有缸膛部6，所以在两轴承7能够对作用于缸膛部6的负荷均等地支撑。
图3是表示枢轴3的外观图，图4是表示枢轴3的截面图，图5是表示枢轴3的表面展开图。图7A～图7D是图3中各截面的截面图。如图5的上部所示，在与缸膛部6对峙的枢轴3的周面的半周部侧，沿轴向自左向右，形成排泄槽22、一条窄宽度的狭长切口状的补偿端口20a、低压端口16、一条窄宽度的狭长切口状的补偿端口20b、一条窄宽度的狭长切口状的低压用端口25a′、高压端口15′、一条窄宽度的狭长切口状的低压用端口25b′以及排泄槽22。
如图3、图5的下部所示，在枢轴的周面的其余半周部，沿轴向自左向右，形成排泄槽22、一条窄宽度的狭长切口状的低压用端口25a、高压端口15、一条窄宽度的狭长切口状的低压用端口25b、一条窄宽度的狭长切口状的补偿端口20a′、低压端口16′、一条窄宽度的狭长切口状的补偿端口20b′以及排泄槽22。
即，在高压端口15、15′的两侧部位的宽度位置上，分别形成一条窄宽度的狭长切口状的低压用端口25a、25b，25a′、25b′。在低压端口16、16′的两侧部位的等宽度位置上，分别形成一条窄宽度的狭长切口状的补偿端口20a、20b，20a′、20b′。在这些端口的两侧端部分别形成排泄槽22。在各低压用端口25a、25b，25a′、25b′中，分别导入对面的低压端口16、16′的压油，但也可以共同形成与各自的低压端口16、16′相连通的端口通路，对各低压用端口25a、25b，25a′、25b′导入相同压力的压油。
在高压端口15、15′及低压端口16、16′的前端，即，在枢轴3的周向前端，形成突起状的槽。由该突起状的槽，在从低压端口16、16′向缸筒10、10′内吸引的压油的压力变动及从缸筒10、10′所排出的高压压油流入高压端口15、15′时，能够抑制压力的变动。
如图7A～图7D所示，补偿端口20a、20b，20a′、20b′与高压端口15、15′相连接，低压用端口25a、25b，25a′、25b′与低压端口16、16′相连接。
图6A是表示在沿图5中6A-6A线切开时，排泄槽22、低压用端口25a、高压用端口15、低压用端口25b，补偿端口20a′、低压端口16′、补偿端口20b′、以及排泄槽22之间压油的压力状态。另外，图6B是表示在沿图5中6B-6B线切开时，排泄槽22、补偿端口20a、低压端口16、补偿端口20b、低压用端口25a′、高压端口15′、低压用端口25b′，以及排泄槽22之间的压油的压力状态。
如图6A所示，通过对高压端口15的宽度H与自高压端口15的侧边缘到低压用端口25a、25b的环槽脊部的宽度d的设定，能够将作用于枢轴3的高压端口15的压油的推压力表示为端口面积A1的函数。也就是说，高压端口15的压油作用于枢轴3时的压力，能够原封不动地将宽度H部分施加在高压端口15上，环槽脊部的压力，可以假定是随着自高压端口15的高压部到低压用端口25a、25b的低压部之间的直角三角形的斜边斜率的形状而减少分布。
由此，将高压端口的压油作用面积设定为端口面积A1，则可表示为A1H d/2 D/2＝H d。作为端口的面积，虽然还需要高压端口15、15′的枢轴的周向长度，但如果高压端口15、15′的周向长度一定，则端口面积在A-A切断线的宽度方向上可以表示为上述关系式的函数。
同样地，补偿端口20a、20b，20a′、20b′中端口面积A2，也可以由补偿端口20a、20b，20a′、20b′的宽度h与自补偿端口20a、20b′到排泄槽22的宽度d、以及到低压端口16、16′的宽度d，进而，由到低压用端口25b、25a′的宽度d，表示为A2(d/2 h d/2) d/2 h d/2)＝2h 2d。
由补偿端口到排泄槽的宽度d和到低压端口的宽度d，以及到低压用端口的宽度d全部相等。但是，也可以在形成左右相等的由补偿端口到低压端口的宽度d1的同时形成相等的由补偿端口到排泄槽的宽度及由补偿端口到低压用端口的宽度d2，并将宽度d1与宽度d2不同地形成。
作为端口面积，通过使A1＝A2，能够由补偿端口20a、20b，20a′、20b′对从高压端口15、15′的压油作用在枢轴3的径向上的径向力平衡。同样，使用具有与低压端口16、16′的端口面积相等端口面积的低压用端口25a、25b，25a′、25b′，能够对由低压端口16、16′的压油作用在枢轴3的径向上的径向力平衡。
而且，通过形成低压用端口25a、25b，25a′、25b′，在用于作为径向流体机械的马达或交变型泵时，即使是根据缸体单元的旋转方向、将高压端口作为低压端口的功能，也能够经常配置对于高压端口对面的补偿端口、对于低压端口对面的低压用端口。而且，在图1所示的实施例中，在与低压端口对面的枢轴部位，即，在高压端口的两侧部位，虽然没有形成导入低压端口的压油的低压用端口，但也可以形成低压用端口。本发明并不限于上述实施例，也包含适用于本行业技术人员的适当的其他的其它结构。
权利要求
1.一种径向流体机械，其特征在于，设置有不能旋转地被支撑在径向流体机械的罩壳上、并具有与高压端口和低压端口以及与所述高压端口及所述低压端口分别连通的端口通路的枢轴，和对于所述枢轴可相对旋转的缸体单元，和在所述缸体单元旋转时、与所述高压端口及所述低压端口切换连通的多个缸筒；在夹持缸膛部的两侧，由轴承将所述缸体单元以可旋转的方式支撑于所述罩壳上，且所述缸体单元的一端与所述径向流体机械的旋转轴相结合，在与所述高压端口相对面的所述枢轴的部位上形成与作用于所述枢轴的来自所述高压端口的径向力取得平衡的补偿端口，并且，将所述高压端口的压油导入所述补偿端口。
2.根据权利要求1所述的径向流体机械，其特征在于所述补偿端口，是在沿着所述枢轴的周向的所述低压端口的两端部位的、分别被形成的一条窄宽度的狭长切口的形状。
3.根据权利要求2所述的径向流体机械，其特征在于在将所述高压端口的压油导入所述补偿端口的同时，使所述补偿端口的端口面积与高压端口的端口面积上的静压轴承容量分别相等。
4.根据权利要求3所述的径向流体机械，其特征在于在与所述低压端口相对面的所述枢轴的部位的、在沿所述枢轴的周向的所述高压端口的两侧部位上分别形成的一条宽度窄的狭长切口状的低压用端口，并且将所述低压端口的压油导入所述该低压用端口。
5.根据权利要求4所述的径向流体机械，其特征在于所述低压用端口的端口面积与所述低压端口的端口面积上的静压轴承容量分别相等。
6.根据权利要求3所述的径向流体机械，其特征在于在于所述缸膛部具有多列所述缸筒列的径向流体机械中，在所述枢轴中各列的与所述高压端口相对面的部位，分别形成上述补偿端口。
7.根据权利要求6所述的径向流体机械，其特征在于在所述各列中与各自的所述低压端口相对面的所述枢轴的部位的、在所述各列中沿所述枢轴的周向的所述高压端口的两侧部位分别形成的一条窄宽度的狭长切口状的低压用端口，所述低压用端口的端口面积与对应于所述低压用端口的所述低压端口面积的静压轴承容量分别相等，并且，将所述低压端口的压油导入所述低压用端口。
8.根据权利要求6所述的径向流体机械，其特征在于在所述枢轴的周向位置上，等距离配置有所述各列的高压端口。
全文摘要
一种径向流体机械，将缸体单元(4)可旋转地支撑在不能旋转地设置在罩壳(1)上的枢轴(3)上。对于缸体单元，其一端与旋转轴(5)相结合，并且缸膛部(6)的两端部通过轴承(7)被支撑在罩壳上。在与高压端口(15)相对面的低压端口(16)的两侧部的部位，形成补偿端口(20a、20b)，能够导入高压端口的压油。这种径向流体机械，能够防止缸体单元的挠曲，在枢轴的径向不会产生不平衡力。
文档编号F04B1/10GK1497173SQ20031010071
公开日2004年5月19日 申请日期2003年10月8日 优先权日2003年10月8日
发明者赤坂利幸, 新井满 申请人:株式会社小松制作所
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