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1、軸向柱塞泵與軸向 柱塞馬達 通常把利用柱塞底部密封空間工作的液壓泵稱 為柱塞泵。柱塞泵根據(jù)柱塞與轉子的位置關系分為 兩大類，一類柱塞的軸線與轉子的軸線一致，稱為 軸向柱塞泵；一類柱塞沿轉子的半徑方向布置，稱 之為徑向柱塞泵 。 軸向柱塞泵具有結構緊湊、單位功率體積小、 重量輕、工作壓力高、容易實現(xiàn)變量和變量方式多 等優(yōu)點，軸向柱塞泵的缺點是對油液污染較敏感、 對油液清潔度要求較高、對材質和加工精度要求亦 較高、使用和維護要求比較嚴、價格昂貴。 軸向柱塞泵廣泛應用于在工程機械 、 船舶甲板 機械 、 冶金設備 、 火炮和空間技術等領域 。 一 .軸向柱塞泵的分類

2、 按配流方式軸向柱塞泵分為閥式配流軸向柱塞 泵和配流盤配流軸向柱塞泵量（又稱為端面配流軸 向柱塞泵）大類。 配流盤配流的軸向柱塞泵根據(jù)結構特點又分為 斜盤式和斜軸式兩類。 斜盤式指傳動軸軸線與缸體軸線一致 ， 與圓盤 軸線傾斜；斜軸式指傳動軸軸線與圓盤軸線一致 ， 與缸體軸線傾斜 。 斜 盤 傳 動 軸 柱 塞 缸 體 配 流 盤 傳 動 軸 斜 盤 柱 塞 缸 體 配 流 盤 ( a ) ( b ) a - 斜 盤 式 軸 向 柱 塞 泵 b - 斜 軸 式 軸 向 柱 塞 泵 斜盤式軸向柱塞泵根據(jù)傳動軸是否穿過斜盤分 為通軸式和半軸式（又稱非通軸式），穿過斜盤的 稱為通

3、軸式軸向柱塞泵；沒有穿過斜盤的稱為半軸 式軸向柱塞泵。 二 .軸向柱塞泵的工作原理 1.斜盤式軸向柱塞泵的工作原理 1 A A A A 2 3 4 5 a 1 - 斜 盤 2 - 柱 塞 3 - 缸 體 4 - 傳 動 軸 5 - 配 流 盤 D L d 隔 墻 隔 墻 b 圖 3-4-2為斜盤式軸向柱塞泵的工作原理圖。柱塞 安放在缸體上均布的缸孔之中（缸體上一般均布著 7 9個缸孔），配流盤兩腰形槽的對稱線與斜盤的 上死點（此時柱塞全部伸出）和下死點（此時柱塞 全部縮回）的連線在一個平面上。在柱塞的底部由 柱塞、缸孔和配流盤形成了多個密封工作腔，由于 配流盤隔墻的分隔作用這些工作腔

4、一部分通過配流 盤左邊的腰形槽與吸油口相通；一部分通過配流盤 右邊的腰形槽與排由口相通；還一部分處在左右腰 形槽之間的過渡區(qū)間。 當傳動軸帶動缸體按圖示方向旋轉時，柱塞一方面 隨著缸體作圓周運動，一方面在斜盤和柱塞底部彈 簧力的作用之下向對于缸體作直線往復運動。柱塞 由上死點向下死點運動過程中，處在配流盤的左半 部，在斜盤的強制作用下柱塞向缸孔內縮回，柱塞 底部的密封空間收縮，于是一部分液體被強制通過 缸孔底部的小腰形槽、配流盤左邊腰形漕和排油口 排出，這就是排由過程。當住塞運動至下死點時， 密封工作腔達到了最小值，排油結束。隨著缸體的 旋轉，柱塞又由下死點向上死點運動。 在彈簧力的作用下

5、，柱塞線外伸出，柱塞底部的密 封空間增大形成真空，油箱中的液體在大氣壓力的 推動之下經(jīng)過吸有管路、吸油口、配流盤右側的腰 形窗口進入密封空間，填補真空，當柱塞運動之上 死點密封空間達到最大值，吸油結束。由于柱塞泵 油多個柱塞且在缸體圓周上是均布的，所以在任意 瞬時配流盤的左側和右側腰形槽均有密封工作腔存 在，于是當缸體連續(xù)旋轉時，泵就可以連續(xù)的吸油 和排油了。 柱塞的行程由斜盤的傾斜角度 決定， 的大小發(fā)生 變化，則泵的排量發(fā)生變化，柱塞泵就成為變量泵 了。 2.斜軸式軸向柱塞泵的工作原理 斜軸式軸向柱塞泵的柱塞通過連桿與交接盤（主軸 法蘭）鉸接，并由于連桿的強制作用使柱塞產(chǎn)生往 復運動

6、。 1234 5 b 5 a 排 油 腔 吸 油 腔 如圖 3-4-3所示，法蘭傳動軸 1為輸入軸，軸的前端做成法 蘭盤狀，盤上有 Z個球窩（ Z為柱塞數(shù)），均布在同一個 圓周上，用以支承連桿 2的球頭，并用壓板與法蘭盤連在 一起形成球鉸，連桿 2的另一端球頭鉸接在柱塞 4上，柱塞 裝在缸體 3的柱塞缸孔中。 這種泵的傳動軸和缸體軸線傾斜一個角度，故稱斜軸式軸 向柱塞泵。當傳動軸轉動時，連桿 2推動柱塞在缸孔中作 往復運動，同時連桿的側面帶動柱塞連同缸體一起旋轉， 只要設計得當，可以使連桿 2的軸線和缸孔軸線間的夾角 很小，因而柱塞 4上的徑向作用分力以及缸體上的徑向作 用分力都很小。這

7、對于改善柱塞和缸體間的摩擦、磨損以 及減小缸體的傾覆力矩都有很大好處。由于上述徑向力的 減小，傳動軸和缸體軸線的傾角 可以做得較大，一般 max 可達 25 個別達 40 。 二 .軸向柱塞泵的流量計算 1.斜盤泵的流量計算 1）斜盤泵的排量 由 3-4-2可知轉子轉動一周所有的柱塞所形成的密 封工作腔都進行了一次吸油和一次排油。柱塞由上 死點運動至下死點完成一次排油。設柱塞的直徑為 d、柱塞的分布圓直徑為 D、斜盤的傾斜角度為 ， 則由上死點到下死點時柱塞相對于缸孔運動的行程 L為 t a nDL 排量 q為 t an4141 22 DZdZdLq 2）斜盤泵的理論流量

8、Q為 t a n 4 2 D ZndqnQ 2. 斜軸泵的流量計算 1） 斜軸泵的排量 q 由 3-4-3可以看出 ，轉子轉動一周，每一柱塞的排 油行程 L均為 s i n2 rL 所以，斜軸泵的排量為 s i n 4 4 2 2 rZd LZdq 斜軸泵的流量 Q s i n 4 2 r Z nd qnQ 式中 L 柱塞行程； D 柱塞分布圓直徑； 斜盤傾角； d 柱塞直徑； z 柱塞數(shù)； n 轉速； 傳動軸與缸體夾角 。 三 .斜盤式軸向柱塞泵的常見結構 軸向柱塞泵的結構形式種類較多。我國較早自行研 制的有斜盤泵 CY（ 3

9、40）和 ZB（ 3 41）兩大系 列，它們均屬于半軸式軸向柱塞泵。目前在工程機 械等領域廣泛應用著的還有 Sundstarand（ 3 42）、 Dynapower（ 3 43）、 A4V（ 3 44）等，屬于通 軸式軸向柱塞泵。下面介紹常見的軸向柱塞泵的結 構。 1.CY14 1B型軸向柱塞泵 1 - 變 量 機 構 2 - 斜 盤 3 - 回 程 盤 4 - 缸 體 5 - 柱 塞 6 - 傳 動 軸 7 - 配 流 盤 8 - 預 緊 及 集 中 返 回 彈 簧 9 - 滑 靴 1 0 - 缸 體 外 大 軸 承 1 2 3 4 5 6 7 891 0 如圖 3-4-3所示。 C

10、Y14 1B型軸向柱塞泵外觀上由 前泵體、后泵體和泵蓋（或變量機構）三部分組成。 傳動軸將原動機的動力輸入，通過花鍵驅動缸體旋 轉，缸體上一般開有 7 9個柱塞缸孔，每個缸空中 均裝有一個柱塞，柱塞泵就是靠柱塞底端密封工作 腔容積的變化工作的。柱塞的另一端為球頭結構， 它與滑靴上的球窩鉸接在一起。在工作時滑靴將貼 在斜盤上滑動。為了保證滑靴在工作時不脫離斜盤 表面和柱塞泵吸油時柱塞向 外伸出，將滑靴套入回 程盤的的對應的孔中，并通過集中返回彈簧的彈簧 力將滑靴壓在斜盤上。 集中返回彈簧裝在傳動軸的部分中空的孔中，它一 方面通過鋼球、回程盤將滑靴壓向斜盤，其反作用 力通過套筒將缸體壓向配流盤，

11、以保證缸底和配流 盤之間的初始密封。配流盤介于缸體和前泵蓋之間， 其作用是通過配流盤上的兩個腰形窗口將柱塞底部 的密封工作腔與前泵蓋上的進出油口溝通。變量機 構的作用是通過控制斜盤的傾角控制柱塞的行程達 到改變泵的排量的目的。斜盤上兩個耳軸擔在變量 殼體上的兩塊銅瓦上，斜盤可繞銅瓦的中心旋轉。 變量活塞上的銷軸嵌入斜盤的尾槽之中，當變量活 塞上下移動時可操縱斜盤繞銅瓦中心旋轉，改變泵 的排量。 另外，傳動軸的一端支承在短柱滾子軸承和向心球 面球軸承上，另一端支承在缸體上。如圖 3-4-4所 示，斜盤對柱塞的反作用力可分解為沿柱塞軸線方 向的軸向力，和與柱塞垂直的徑向力，徑向力通過 柱塞將傳遞

12、給缸體，如不采取措施此力將傳遞給傳 動軸。分析表明出在高壓區(qū)的柱塞產(chǎn)生的徑向合力， 通過缸球 19的中心，并豎直向上。為此缸體外大軸 承設置在圖示位置，承擔全部徑向力，使傳動軸就 可免受彎曲應力的作用。因此半軸式軸向柱塞泵的 傳動軸往往較細，當沖擊載荷作用在傳動軸上時， 軸的彈性變形可吸收沖擊載荷。但是由于缸體外大 軸承承擔了全部的徑向力，使半軸式軸向柱塞泵的 壓力和轉速的提高受到了限制。 斜 盤 柱 塞 缸 體 外 大 軸 承 缸 體 T 2.ZB型軸向柱塞泵（圖 3-4-5） 1 2 3 4 5 6 7 8 9 1 0 1 1 1 2 1 3 1 4 1 5 1 6 1 7 1 8 1

13、 9 2 0 2 1 2 2 2 3 ZB型軸向柱塞泵的結構基本與 CY14 1型軸向柱 塞泵相似，兩種結構的不同點是： 1） ZB泵的外觀由泵體和后泵蓋（或變量機構）兩 部分組成，因而結構較緊湊。 CY14 1B泵的泵體 分為前泵體和后泵體兩部分，泵體與配流盤表面接 觸處平面的加工工藝性較好。 2） ZB泵的傳動軸由軸套和芯軸兩部分組成，此結 構非常適合發(fā)動機驅動液壓泵這種震動較大驅動方 式，因而在工程機械上應用較為廣泛。 CY14 1B 泵傳動軸為整體式結構。 3） ZB泵通過安裝在傳動軸輸入端的彈簧將缸體拉 向配流盤，保證缸底與配流盤的密封，并且缸體與 配流盤之間的預緊力可以調節(jié)

14、；在傳動軸另一端的 集中返回彈簧保證滑靴貼在斜盤 上滑動，另外也對 缸底和配流盤的密封起輔助作用。 CY14 1B泵無預 緊彈簧，集中返回彈簧不僅保證滑靴不脫離斜盤表 面，還保證缸體對配流盤的預緊力。 4) ZB泵結構對稱能夠逆轉，可以作為液壓馬達使 用。 CY14 1泵不能逆轉，不能作液壓馬達使用。 3.SUNDSTRAND軸向柱塞泵（圖 3-4-6） 該泵為通軸式軸向柱塞泵，其缸體由支承在兩個滾 子軸承上的傳動軸驅動，泵的后端裝有輔助泵，用 于操縱變量機構和系統(tǒng)補油（該泵可用于閉式系 統(tǒng)）。缸體采用鋼基孔內鑲銅套，配流盤端面附加 一個青銅襯板與缸制配流盤組成一對摩擦副。 變量泵采

15、用兩個直徑相等的變量缸推動斜盤，由于 變量斜盤支承在滾動軸承上，而且變量缸直徑較大， 故變量機構操縱壓力較低。變量缸中的彈簧，當發(fā) 動機熄火時，可使斜盤自動回零，使泵在零偏角下 啟動，保證了車輛的安全。該泵的額定壓力和最高 壓力分別為 21Mpa和 35Mpa。 2 3 4 5 6 7 8 9 1 0 1 1 3 1 2 1 1 該泵為通軸式軸向柱塞泵，其缸體由支承在兩個滾 子軸承上的傳動軸驅動，泵的后端裝有輔助泵，用 于操縱變量機構和系統(tǒng)補油（該泵可用于閉式系 統(tǒng)）。缸體采用鋼基孔內鑲銅套，配流盤端面附加 一個青銅襯板與缸制配流盤組成一對摩擦副。 變量泵采用兩個直徑相等的變量缸推動斜盤，

16、由于 變量斜盤支承在滾動軸承上，而且變量缸直徑較大， 故變量機構操縱壓力較低。變量缸中的彈簧，當發(fā) 動機熄火時，可使斜盤自動回零，使泵在零偏角下 啟動，保證了車輛的安全。該泵的額定壓力和最高 壓力分別為 21Mpa和 35Mpa。 五 .斜盤泵主要零件分析 斜盤泵通常有滑靴與斜盤、柱塞與缸孔和缸底與配 流盤三對主要的摩擦副，它們也是泵的易損部位。 下面對這三個摩擦副的結構進行分析。 1.滑靴與斜盤 （ 1）靜壓支承的概念 靜壓支承是在摩擦副中引入外加有壓油液，在摩擦 面上產(chǎn)生一個與負載相反的力，如果這個力與負載 相平衡，那么摩擦副之間可以形成油膜而使壁面完 全不接觸。如果液壓反力小于

17、負載，雖然不能使壁 面之間形成油膜而使壁面之間脫離接觸，但由于壁 面之間的粗糙度可以滲入有壓液體，不僅使壓緊力 大為減小，而且能起潤滑作用從而改善工作條件。 前者稱為完全平衡型靜壓支承，后者稱為不完全平 衡型靜壓支承。 由于形成油膜，完全平衡型靜壓支承摩擦力很小， 可以避免磨損，但泄漏量較大。不完全平衡型靜壓 支承則基本無泄漏，但由于壁面并不完全脫離接觸， 液體摩擦和固體摩擦并存，摩擦力稍大，且仍存在 磨損的危險性。不完全平衡型靜壓支承在液壓技術 中被廣泛采用。 靜壓支承可以做成各種形式，但不論他的形式如何 ，至少有一個油腔且油腔內的有壓油液須從包圍油 腔的壁縫泄漏，通常這個壁縫稱為節(jié)流邊

18、，油腔內 的油液壓力和節(jié)流邊內的壓力產(chǎn)生的力即為承載能 力。 由于節(jié)流邊的壓力分布規(guī)律與油腔內的壓力分布規(guī)律有關， 對于一定幾何形狀的支承的承載能力決定于油腔內壓力。 如果油腔內的壓力不變，承載能力也就不變，但負載卻往 往是變動的，這樣油腔內壓力不變的支承就不能適應可變 負荷。為此需采取措施，使油腔內的壓力在一定范圍內能 隨負荷的變化而變化。其辦法就是在油腔之前裝置阻尼器， 使支承具有雙重阻尼，即進口阻尼和節(jié)流邊阻尼。 前者與 后者協(xié)同調節(jié)油腔內壓力。由于通過阻尼器的流量和通過 節(jié)流邊的流量是相等的，當負載上升使油膜厚度減小，使 節(jié)流邊的節(jié)流作用加強泄漏量減小，進而使阻尼器壓降減 小油腔內壓

19、力上升，重新與負載達到平衡。即由于采用了 雙重阻尼，引起了油腔內壓力的反饋作用，構成一個自動 調節(jié)的閉環(huán)系統(tǒng)，使支承能適應負載的變化 。 阻 尼 小 孔 C N 1 N d F D 2 D 1 （ 2）滑靴與斜盤間的不完全平衡型靜壓支承 如圖 3-4-8所示，柱塞采用中空結構，其球頭部位 銑掉一塊，使液壓油對球頭處的球鉸潤滑。然后經(jīng) 過滑靴上的阻尼小孔，進入油室 c然后經(jīng)滑靴與斜 盤間的周邊縫隙進入泵體。由于縫隙很小，液體在 縫隙中的流速較小，油室的過流面積遠大于縫隙處 的過流面積，根據(jù)流動液體的連續(xù)性方程可知，油 室中液體的流速極小，因此可近似認為等于零。根 據(jù)液體靜力學原理，油室中所

20、有各點的壓力相等， 于是產(chǎn)生了圖示的液體壓力的分布規(guī)律，對滑靴形 成了一個反推力，即靜壓支承。 設處在高壓區(qū)的柱塞底部的壓力為 p、柱塞的直徑 為 d、油室 c的直徑為 D1、滑靴直徑為 D2，則作用 于柱塞底部的力 F為 pdF 24 此力將滑靴推向斜盤，導致滑靴和斜盤之間通過存 在于它們之間的承壓油膜相互作用。根據(jù)理論力學 可知，承壓油膜將產(chǎn)生對滑靴的反作用力 N。反作 用力 N的大小與滑靴對油膜的壓緊力相等、方向相 反。它由兩部分組成承壓油膜的反推力；承壓 油膜的支撐力。 1.承壓油膜的反推力 由于滑靴周邊縫隙的強大的阻尼作用，油室內的 油液壓力可近似認為等于排油腔壓力，滑靴外

21、密封 帶上的壓力分布規(guī)律近似認為按線性規(guī)律分布（圖 4 44），所以承壓油膜的反推力 N1為 pDDpDDpDN )21(4)(84 21222122211 2.承壓油膜的支撐力 N2（又稱為剩余壓緊力） 12 NNN N在數(shù)值上與滑靴對油膜的壓緊力相等，方向相反， 其大小為 pdFN 2 c o s4c o s 所以 pDDdN ) c o s ( 4 2 1 2 2 2 2 承壓油膜靠自身的強度和柱塞由低壓到高壓有一個 擠壓過程可以承受壓力，另外油液從內向外流動時， 由于摩擦生熱會產(chǎn)生熱膨脹，也可以承擔一定的壓 力。雖然上述兩個力隨著壓力得上升因為液

22、體受到 壓縮而得到加強，但是其強度仍然較小。支撐力過 大時將造成油膜破裂，引起滑靴和斜盤的干摩擦， 導致“燒靴”現(xiàn)象的發(fā)生。為此設計時通常根據(jù)經(jīng) 驗，取 95.085.01 NNm 式中 m 壓緊系數(shù) 。 應當指出滑靴處的靜壓支承是一個不完全的靜壓支 承，因為完全的靜壓支承的反推力 N1應等于壓僅 力 N，這是柱塞泵在結構上是無法實現(xiàn)的，同時如 果實現(xiàn)也會由于間隙過大而造成泵的容積效率過低， 這是不能接受的。柱塞泵的這種近似的靜壓指承， 只要適當?shù)倪x取壓緊系數(shù)，不僅保證了泵的使用壽 命還保證了泵工作時具有較高的容積效率，因此這 種設計思想在泵類元件中獲得了普遍的應用。 在減小支撐力的

23、同時，在結構上還要采取增大接觸 面積的措施（通常稱為輔助支撐面）減小接觸面積 上的比壓值。為此出現(xiàn)了許多結構種類的滑靴。圖 3-4-9所示為幾種滑靴結構的示意圖。圖 3-4-9a為一 般滑靴結構，其外輔助支承面可減小支撐力產(chǎn)生的 接觸比壓；圖 3-4-9b所示的內輔助支撐的好處是增 加承壓面積的同時不增大滑靴的尺寸；圖 3-4-9c采 用了滑靴、斜盤縫隙阻尼與螺旋槽并聯(lián)的形式。 密 封 帶 油 室 阻 尼 孔 外 輔 助 支 承 面 通 油 槽 密 封 帶 阻 尼 孔 環(huán) 形 油 槽 內 輔 助 支 承 面 外 密 封 帶 油 槽 內 密 封 帶 阻 尼 槽 阻 尼 孔 2.柱塞與缸孔

24、 圖 3-4-10所示泵在工作時處在高壓區(qū)的柱塞受 力圖。 （ 1）斜盤對滑靴的反作用力 垂直與斜盤表面的 斜盤對滑靴的反作用力可分解為沿柱塞軸線方向的 分力和垂直于柱塞的分力。前者與柱塞底部高壓油 產(chǎn)生的推力平衡，后者使柱塞在缸孔中傾斜。 （ 2）油液壓力 作用在柱塞底部的油液壓力是產(chǎn) 生斜盤對滑靴的反作用力的原因。 （ 3）斜盤對滑靴的側向力產(chǎn)生 ,方向相反的合力 為 R1、 R2。由力學可知，當認為活塞變形很小時， 在側向分力 Nsin的作用下，缸孔因彈性變形所產(chǎn) 生的分布應力為 1和 2如圖所示。 （ 4）離心力、返回彈簧力和摩擦力等。 在側向力的作用下，柱塞和缸孔產(chǎn)生

25、摩擦，造成 柱塞和缸孔的磨損。由于缸孔表面一般采用度銅結 構，所以通常缸孔的磨損更為嚴重，長期使用的軸 向柱塞泵的缸孔由于磨損往往發(fā)生了變形，造成泵 容積效率的下降 dN N - 斜 盤 對 柱 塞 的 反 推 力 ； R 1 、 R 2 - 作 用 在 柱 塞 上 的 側 向 力 ； F 1 、 F 2 - 柱 塞 與 缸 孔 的 摩 擦 力 ； P - 柱 塞 底 部 高 壓 油 推 力 F 1 F 2 R 2 P 3.配流盤與缸底（圖 3 7缸底與配流盤結構示意 圖） 處在高壓區(qū)的柱塞底部的高壓油一方面將柱塞推 向斜盤，另一方面產(chǎn)生壓緊力將缸體壓向了配流盤 。配流盤高壓區(qū)腰形槽的高壓

26、油滲入兩者的縫隙之 中對缸體產(chǎn)生了反推力。雖然配流盤表面油液壓力 的平均值小于高壓腔油液的壓力值，但是它的作用 面積較大，有可能使反推力大于壓緊力，從而將缸 體推開，造成高低壓腔的串通，泵無法工作。為了 保證缸體不背推離配流盤，需要減小反推力。為此 可將配流盤的外圓和內圓各銑掉一塊環(huán)形面積。在 設計時通常使壓緊力 N與反推力 F的比值 m為 14.112.1 F Nm A A A A 1 - 配 流 窗 口 2 - 內 密 封 帶 3 - 外 密 封 帶 4 - 輔 助 支 撐 面 5 - 泄 油 槽 2 3 4 1 5 銑掉環(huán)形面積保證上式的成立，可使壓緊力稍大于 反推力。由于軸向柱塞

27、泵的壓力較高，同時缸體對 配流盤剩余壓緊力（ N F）的作用面積過?。▋H 為內外密封帶和高低壓腰形槽之間的隔墻），造成 承壓油膜的接觸比壓過大，進而引起油膜破裂，缸 底與配流盤之間產(chǎn)生干摩擦。為了防止這種現(xiàn)象的 發(fā)生，配流盤采用了在不增加反推力的同時，增加 配流盤與與缸底接觸面積的措施，即設置了輔助支 撐面減小配流盤與缸體的接觸比壓。 上圖所示的配流盤采用熱楔支承。泄油槽 5使輔助 支承內、外圓均與泵體內壓力相等（即為泄漏油壓 力）。當缸體高速旋轉時，輔助之承面上一層極薄 的油膜受到了很大的剪切力。由于內摩擦力的作功 由液發(fā)熱并膨脹，以至產(chǎn)生壓力流動。這就意味著 在支承面上的壓力大于殼體內

28、的泄油壓力，因而產(chǎn) 生推力，故稱熱楔支承。如果油液厚度變大，則油 膜中速度梯度減小，剪切力隨之減小，發(fā)熱量減小， 推力減小。于是缸體的壓緊歷史油膜厚度減小。所 以熱楔支承在一定程度上能使油膜厚度維持在一定 范圍內。 圖 3 49所示為帶有動壓支承結構的配流盤。它的 輔助支承做成略帶傾斜的小平面（圖 3 39斷面 A A）。當缸體轉動時，形成楔形油膜產(chǎn)生軸向 推力。這種支承油較大的承載能力，但是加工較困 難。 A A A A 泵的加工、裝配誤差可能造成缸體端面與配流盤端 面的不平行。對通軸式斜盤泵來講，主軸的撓曲變 形也可能造成缸體傾斜。為了使缸體和配流盤能很 好的貼緊，所有的軸向柱塞泵均在

29、結構上采用自位 措施，使配流盤（或缸體）端面自動適應缸體（或 配流盤）端面的微量傾斜。 圖 3-4-13所示的球面配流盤具有良好的自位性能， 即使缸體相對傳動軸軸線有些傾斜，仍能保證缸低 和配流盤表面的密合。 配 流 盤 缸 體 柱 塞 為了保證高低壓強之間的密封形和防止柱塞底部的 密封工作腔在由高壓到低壓（或由低壓倒高壓）的 交接過程中發(fā)生液壓沖擊，柱塞底部的小腰形槽間 隔角小于配流盤高低壓腔腰形槽之間的隔墻的間隔 角。有些配流盤還采取使配流盤腰形槽的對稱軸線 相對于斜盤上下死點連線沿旋轉方向轉動一個角度 的措施（如國產(chǎn) CY14 1型軸向柱塞泵旋轉了 6 ），實現(xiàn)在油低壓（高壓）到高壓

30、（低壓）的 過程中室密封容積在封閉的狀況下加壓（減壓）。 以減小由于壓力突變而造成的液壓沖擊。由于封閉 加壓（減壓）時柱塞沿泵的軸線方向的行程是固定 不變的，所以加減壓造成的壓力上升或下降的數(shù)值 時一定的。 然而液壓泵的壓力由負荷決定，這就導致泵的壓力 與加減壓造成壓力的差別，因此僅僅依靠封閉加減 壓不能很好的消除液壓沖擊。為此在封閉加減壓措 施的基礎上，在配流盤的隔墻處通常還開設減震三 角槽活減震阻尼小孔（如圖 3 47）。當吸油還未 結束時，通過減振槽或阻尼小孔已經(jīng)使柱塞底部的 密封工作腔與排油腔微微相通，排油腔油液經(jīng)過這 條通道進入密封工作腔，使工作腔壓力上升。隨著 缸體的轉動，減振槽

31、或減振孔的通流面積逐漸增大， 阻尼作用逐漸減小，密封工作腔壓力上升速度加快。 當密封工作腔進入排油腔時其壓力已經(jīng)基本上與排 油腔壓力相等了。 此措施不僅使配流盤的受力條件得到了改善，還大 大的減小了由與壓力沖擊而產(chǎn)生的噪聲。采用減震 槽或減震阻尼孔在排油結束轉入吸油腔的過程與前 述相同，不再贅述 。 六 .軸向柱塞泵的變量機構 軸向柱塞泵變量方便和變量的方式多也是其獲得廣 泛應用的原因?，F(xiàn)代的軸向柱塞泵普遍的采用了集 成結構，泵體上通常都帶著安全法和用于控制排量 的電液比例閥以及各種用于特殊目的的閥類。軸向 柱塞泵的作用是：操縱斜盤傾角（斜軸泵為缸體傾 角）的大小和方向，改變泵的排量，

32、甚至泵的進出 油口。由于通過泵的排量的變化去控制執(zhí)行元件的 速度的調速方式，可減小液壓系統(tǒng)的功率損失提高 系統(tǒng)效率，所以變量軸向柱塞泵在大功率液壓系統(tǒng) 中（如工程機械液壓系統(tǒng)）應用較為廣泛。 1.手動變量機構 如圖 3-4-14所示，手動變量機構由手輪 1、鎖緊螺 母 2、調節(jié)螺桿 3、變量活塞 4、銷軸 5、斜盤 6和變 量殼體等零件組成。 1 - 手 輪 2 - 鎖 緊 螺 母 3 - 螺 桿 4 - 變 量 活 塞 5 - 銷 軸 6 - 斜 盤 1 2 3 4 5 6 2.液壓伺服變量 如圖 3-4-15所示為液壓伺服變量機構的工作原理 圖。一個雙邊控制閥和一個差動液壓缸組成

33、一個伺 服系統(tǒng)。伺服活塞移動的能源取自泵本身。當伺服 閥芯左移時， A腔經(jīng)油路 D與 O相通。 A腔因回油至 油箱而壓力降低，這時由于 12 pFFp s A 4 : 1 A 差動活塞左移，改變斜盤的傾斜角度實現(xiàn)變量，直 至差動活塞移動的距離等于伺服閥芯移動的距離時， 差動活塞本身切斷 D與 O的通路而停止左移。當伺 服閥芯右移時，油路 C使 B腔與 A腔溝通，兩腔壓 力相等均為 ps但是由于 F1大于 F2使 21 FpFp ss 在 ps（ F1 F2）的作用下，差動活塞跟蹤伺服閥芯 右移，改變斜盤的傾斜角度實現(xiàn)變量，直至差動活 塞移動的距離等于伺服閥芯移動

34、的距離差動活塞本 身切斷了油路 C而停止運動。圖 3-4-15所示國產(chǎn) CCY14 1B形軸向柱塞泵機采用了這種一個雙邊 控制閥和一個差動液壓缸組成一個伺服系統(tǒng)。 5.恒功率變量 1 2 4 5 3 6 7 8 a b 接 泵 入 口 h g c f e h c g d d f d 1 d 2 圖 3 55為 CY14 1型軸向柱塞泵恒功率變量機構 。 該變量機構由差動活塞 2、 四幅滑閥 3、 芯軸 4、 外 彈簧 5、 內彈簧 6、 調節(jié)螺釘 7、 外彈簧套 8、 內彈簧 套 9、 單向閥 9等零件組成 。 四幅滑閥 3裝在變量活 塞 2種 。 剛性反饋 ， 伺服閥為雙邊控制閥 。 控制

35、信 號為泵的出口壓力 。 其工作原理是： 當滑閥 3在外彈簧 5與壓緊力作用下處于圖示位置時 ， 環(huán)槽 c打開 ， 泵的壓力油徑單項閥 1、 下腔使 a、 通 道 b、 環(huán)槽 c進入上腔室 e， 由于此時環(huán)槽 g被伺服滑 閥封閉 ， 或塞上下腔壓力相等 ， 均為 p， 但活塞上 腔有效作用面積大于下腔有效作用面積 ， 因此變量 活塞處于最下端位置 ， 斜盤傾角最大 ， 即 =max，泵的流量最大。 當泵的出口壓力 p小于變量機構的起調壓力 p0，即 0 2 1 2 20 0 T) 4 ddp pp （ 式中 T0 外彈簧與緊力； d1 滑閥小徑； d2 滑閥

36、大徑 。 時，變量活塞不動，斜盤傾角為 = max。 當泵的出口壓力大于變量機構彈簧的預緊力，即 0 2 1 2 2 T)4 （ ddp 時伺服滑閥上移將環(huán)槽 c封閉 ， 滑閥中心孔與 g室連 通 ， 于是活塞上腔油室 e中液體經(jīng) fg 滑閥中心 通孔進入泵的殼體 ， 然后經(jīng)泄漏油口流回油箱 ， 于 是 e室油壓下降 ， 變量活塞原有的平衡破壞 ， 向上 的推力大于向下的推力 ， 變量活塞跟隨伺服滑閥上 移并通過銷子撥動斜盤時斜盤傾角減小 ， 直至活塞 的上移將 f與 g之間的通路切斷 ， 由于 e腔液體無處 流動 ， 變量活塞停止運動 。 變量活塞移動的距離由 伺服滑閥決定

37、。 當在壓力 p下滑閥恢復平衡時 ， 可 寫出滑閥的受力平衡方程式： xkTpdd 102122 )( 4 式中 k1 外彈簧剛度； x 以預緊狀態(tài)為基準的彈簧壓縮量 ， 即 在零開口狀態(tài)下滑閥的位移量 。 油上式可求得變量活塞的位移量為 x。泵的理論 流量為 ： 0 2 1 2 2 1 m a x 2 m a x22 )( 4 1 4 44 Tpdd k xZ D nd L Q L xx Z D ndZ D n t gdQ 式中 d 柱塞直徑； Z 柱塞數(shù)； D 柱塞分布圓直徑； N 轉速； xmax 斜盤

38、傾角為 max時效中心矩軸線的 距離； k1 外彈簧剛度 。 由上式可以看出 ， 泵的流量 Q隨其出口壓力按線 性規(guī)律下降 。 隨著泵的出口壓力的增大 ， 外彈簧的壓縮量也在 增大 ， 當伺服滑閥觸及內彈簧之后的位置處于平衡 狀態(tài)時 ， 伺服閥芯的平衡方程式為： )()( 4 0210 2 1 2 2 xxkxkTpdd 式中 k2 內彈簧剛度； x0 內彈簧未參加工作之前外彈簧的最大壓縮 量 。 21 020 2 1 2 2 )(4 kk xkTpdd x L xxZD ndZD n t gdQ m a x22 44

39、21 020 2 1 2 2 m a x 2 )( 4 4 kk xkTpdd xZ D nd L 可見 ， 觸及內彈簧后 ， Q p關系曲線的斜率將發(fā) 生變化 ， 泵的流量 Q隨出口壓力變化而變化地量減 小 。 當調節(jié)桿觸及限位螺釘后 ， 壓力在提高彈簧的壓 縮量不在變化 ， 伺服閥芯和變量活塞也不再動作 ， 泵的排量不在變化 。 另外通過調節(jié)外彈簧彈簧套和內彈簧彈簧套的位 置可以調節(jié)外彈簧和內彈簧的開始工作點并改變折 線的位置 ， 如圖中所示 。 當泵的壓力下降時 ， 伺服滑閥下移變量活塞跟蹤 下移 ， 斜盤傾斜角度增加 ， 排量增大 ， 工作原理與 上述類似 。 恒功率變量機

40、構采用自供油的方式。圖 3 56所 圖 3 56所式的恒功率變量機構的進油道僅與某一 個油口相通（排油口），故吸、排油口不能改變， 只能單向變量。 七 .軸向柱塞馬達 （ 一 ） 軸向柱塞馬達的工作原理 1. 斜盤式軸向柱塞馬達的工作原理 F F F D F N F f P 圖 3 58所示為斜盤式軸向柱塞馬達的工作原理圖。 當通過配流盤左側的配流窗口向柱塞底部的密封工 作腔注入高壓油時，油液壓力推動柱塞將滑靴壓向 斜盤，斜盤將對滑靴產(chǎn)生一個反作用力 N，反作用 力 N可以分解成沿柱塞軸線方向的分力 Ff和與柱塞 垂直的分力 F，其中分力 F對回轉中心形成力矩。 由于斜盤的上

41、死點（柱塞伸出最大值）和下死點 （柱塞縮回的最大值）的連線與配流盤兩腰型槽的 對稱軸線在同一平面上，且柱塞在缸體上是均勻分 布的，因而在任意瞬時高壓區(qū)總有 3 4（若柱塞數(shù) 為 9時，則由 4 5個柱塞）處在高壓區(qū)。處在高壓 區(qū)的柱塞均受到力 N的作用，因而也均存在分力 F， 各柱塞的分力 F到軸心的距離雖然不同， 但所形成扭矩的方向是相同的 ， 其合力矩通過柱塞 、 缸體驅動傳動軸轉動 。 所以當連續(xù)向液壓馬達提供 壓力油時 ， 液壓馬達將帶動負載連續(xù)的回轉 。 將液 壓馬達的進出油口對調液壓馬達將反向旋轉 ， 工作 原理同上 。 若減小斜盤的傾斜角度 ， 液壓馬達的 排量減小 ， 由公式 mv mv pqM qnQ 159.0 可知 ， 當輸入流量不變時 ， 轉速將提高 。 但是當負 載力矩不變時 ， 系統(tǒng)壓力也將提高 。 另外 ， 不改變 進出油口而改變斜盤的傾斜方向時液壓馬達的旋轉 方向將發(fā)生變化 。