第四節(jié)_軸向柱塞泵和軸向柱塞馬達.

1、第四節(jié) 軸向柱塞泵和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

2、為端面配流軸向柱塞泵）大類。閥式配流軸向柱塞泵的配流閥通常采用錐閥結構，密封能力強，因而在配流閥處的泄漏量小。但是由于配流閥有一定的質量引起的慣性和柱塞底部死容積的影響，使泵的轉速受到了限制。閥式配流的軸向柱塞泵目前應用較少。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（圖3-4-1a）；斜軸式指傳動軸軸線與圓盤軸線一致，與缸體軸線傾斜（圖3-4-1b）。圖3-4-1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

3、1.斜盤式軸向柱塞泵的工作原理圖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79個缸孔），配流盤量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。在柱塞的底部柱塞、缸孔和配流盤形成了多個密封工作腔，由于配流盤的分割作用這些工作腔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；還一部分除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

4、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(nèi)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，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)

5、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。圖3-4-22.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。圖3-4-3如圖3-4-3所示，法蘭傳動軸為輸入軸，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，其中心點為G，分布圓半徑為r。連桿2的另一端球頭交界在柱塞3上，其中心點為B，分布圓半徑為R。若法蘭軸以角速度等速旋轉，當法蘭軸旋轉某角度（=t），在連桿2

6、的軸線與柱塞3的軸線之間形成夾角時，連桿錐面與與柱塞內(nèi)壁接觸，帶動缸體旋轉。缸體的轉角為缸體的旋轉角速度為，則=t，連桿將按順序分別與柱塞內(nèi)壁接觸撥動缸體旋轉。因此在運動過程中，從一根連桿與柱塞內(nèi)壁接觸轉換為另一根連桿與柱塞內(nèi)壁接觸的過程中，連桿與柱塞內(nèi)壁間要發(fā)生撞擊現(xiàn)象。由于缸體相對與傳動軸具有傾角，因而在法蘭軸旋轉時，法蘭盤通過連桿帶動柱塞在缸體內(nèi)左直線往復運動。當柱塞外伸時，柱塞底部工作腔容積增加形成真空，油箱中的液體在大氣壓力的推動之下經(jīng)過吸油管路和配流盤的吸油窗口吸入油液，這就是斜軸泵的吸油過程；當住塞向缸孔內(nèi)縮回時柱塞底部工作腔容積收縮，一部分液體被強迫通過配流盤的排油窗口和泵的排

7、油口排出液壓泵，這就是斜軸泵的排油過程。由于柱塞在缸體上時均布的，所以柱塞的伸出和縮回也是在同時進行的。故當傳動軸連續(xù)旋轉時，斜軸泵可以連續(xù)的吸入和排出液體。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 排量q為 2）斜盤泵的理論流量Q為 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均為所以，斜軸泵

8、的排量為 2） 斜軸泵的流量Q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（340）和ZB（341）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（342）、Dynapower（343）、A4V（344）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.CY141B型軸向柱塞泵如圖3-4-3所示。CY141B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79個柱塞缸孔，每個缸空中均裝有一個柱塞，柱塞泵就是靠

9、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圖3-4-3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，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。

10、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

11、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。圖3-4-42.ZB型軸向柱塞泵（圖3-4-5）ZB型軸向柱塞泵的結構基本與CY141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。CY141B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。CY141B泵傳動軸為整體式結構。3）ZB泵通過安裝在傳動軸輸入

12、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(diào)節(jié)；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。CY141B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。CY141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(nèi)鑲銅套，配流判斷面附加一個青銅襯

13、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，由于變量斜盤直成災滾動軸承上，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。圖3-4-6 SUNDSTRAND軸向柱塞泵四.斜軸式軸向柱塞泵的結構斜軸式軸向柱塞泵的柱塞與斜盤之間是由連桿和兩個鉸鏈連接起來的，這樣可以消除柱塞所受的彎矩。根據(jù)缸體的驅動方式，這種泵分為單萬向鉸式、雙萬向鉸式和無萬向鉸式。目前應用較為廣泛的是無萬向鉸式。圖3-4-7為斜軸泵的結構。該泵為定量泵，由傳動軸1、法

14、蘭盤2、連桿3柱塞4、缸體5、殼體6、中心桿7、配流盤8等零件組成。在殼體6內(nèi)安置傳動軸1和閥蘭盤2，法蘭盤與傳動軸并為一體。缸體內(nèi)附帶七個柱塞和球頭連桿3，缸提傾斜傳動軸25。球頭連桿3的一頭鉸接在閥蘭盤球窩上，另一頭鉸接在柱塞4內(nèi)。缸體安裝在中間中心桿7上。該泵配流盤為球面配流式。球面配流盤能自動定心，能保證缸體和配流盤間密封性良好。斜軸泵可以通過變量機構改變缸體與傳動軸的傾斜角，可在25范圍內(nèi)變化，使泵的排量可變，成為變量泵。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.滑靴與斜盤早期的

15、軸向柱塞泵柱塞與斜盤采用點接觸的結構，由于處在高壓區(qū)的柱塞與斜盤的接觸應力過大，常常發(fā)生金屬燒結現(xiàn)象。為此出現(xiàn)了帶滑履式的軸向柱塞泵，變柱塞與斜盤的點接觸為面接觸，減小接觸應力。但僅僅如此還不能滿足工作要求，因為滑靴與斜盤之間的相互作用力很大（例如，當柱塞的直徑為20，斜盤的傾角為20，泵的工作壓力為31.5Mpa時，柱塞與斜盤之間的相互作用力可達10700N），導致滑靴在斜盤上面滑動時的摩擦力很大，摩擦產(chǎn)生的高熱量仍然會將滑靴燒毀。為此滑靴采用了靜壓支承的原理防止滑靴與斜盤之間的干摩擦。其原理如下：（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

16、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(nèi)的有

17、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，油腔內(nèi)的油液壓力和節(jié)流邊內(nèi)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(nèi)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(nèi)壓力。如果油腔內(nèi)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(nèi)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(nèi)的壓力在一定范圍內(nèi)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(diào)節(jié)油腔內(nèi)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

18、阻尼器壓降減小油腔內(nèi)壓力上升，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(nèi)壓力的反饋作用，構成一個自動調(diào)節(jié)的閉環(huán)系統(tǒng)，使支承能適應負載的變化。（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

19、反推力，即靜壓支承。圖3-4-8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 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(nèi)的油液壓力可近似認為等于排油腔壓力，滑靴外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444），所以承壓油膜的反推力N1為 2.承壓油膜的支撐力N2（又稱為剩余壓

20、緊力） 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 所以 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(nèi)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 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。

21、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(nèi)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。a b c圖3-4-9 2.柱塞與缸孔 圖3-4-10所示泵在工作時處

22、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

23、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。圖3-4-103.配流盤與缸底（圖37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(nèi)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 圖3-4-11銑掉環(huán)形面積保證上式的成立

24、，可使壓緊力稍大于反推力。由于軸向柱塞泵的壓力較高，同時缸體對配流盤剩余壓緊力（NF）的作用面積過?。▋H為內(nèi)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。圖3-4-11所示的配流盤采用熱楔支承。泄油槽5使輔助支承內(nèi)、外圓均與泵體內(nèi)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(nèi)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

25、壓力大于殼體內(nèi)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(nèi)。圖349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339斷面AA）。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。圖3-4-12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結構上采用自位措施，使配流盤（

26、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。圖3-4-13圖349 球面配流盤結構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)CY141型軸向柱塞泵旋轉了6），實現(xiàn)在油低壓（高壓）到高壓（低壓）的過程中室密封容積在封閉的狀況下加壓（減壓）。以減

27、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347）。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

28、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，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(diào)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

29、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(diào)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。圖3-4-14旋轉手輪，可操縱變量活塞沿其軸線方向移動通過銷軸撥動斜盤繞其耳軸的中心旋轉。從而改變斜盤的傾斜角度，改變柱塞的行程，實現(xiàn)液壓泵排量的變化。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 圖3-4-15差動活塞左移，改變斜盤的傾斜

30、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使在ps（F1F2）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)CCY141B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)。 3.手動比例遙控伺服變量如圖353所示，在控制側，由手動比例減壓閥產(chǎn)生與手柄傾角承比例的控制壓力p2(減壓后壓力)，在被控制側，變量機構應是彈

31、簧對中等積小油缸，依手柄傾角而設定每一個壓力p2值，通過與彈簧力的平衡關系，得到變量活塞一個確定的位置，使泵的斜盤產(chǎn)生一確定的傾角，從而達到連續(xù)比例遙控變量的目的。這是一種廉價的控制方案，雖然控制精度不一定很高，但對于常見的工程機械能滿足使用要求。下面說明手動設定壓力的原理：手柄中位時（指=03），閥芯6被復位彈簧7推至最上端，如圖353a)所時，工作油口b與會油口O相通，輸出壓力為零。當手柄傾角增大時，蝶形盤2壓下觸頭3并經(jīng)滑動套4、彈簧5推閥芯下移，走過封油長度l，打開減壓口h，切斷a至O的通路。P1經(jīng)減壓口h降為p2，則p2p1，二次油壓p2作用在閥芯下端方向向上，與調(diào)壓彈簧作用力向平衡

32、，力的平衡關系為：K7位復位彈簧剛度數(shù)值較小，且（h+l）也很小，故兩者乘積可忽略。減壓口h很小，為簡化計算，近似認為h=0，則有 式中：A閥芯面積；p2輸出壓力；S5調(diào)壓彈簧預緊力；S7復位彈簧預緊力；R手柄擺動中心至閥芯中心線的距離；手柄擺角；l封油長度；h減壓口開度；K7復位彈簧的剛度。 上是反應了p2與手柄擺角成正比的關系，由此可畫出比例減壓閥輸出壓力特性曲線（圖353b）由圖可知，當在315范圍內(nèi)變化時，p2線性圖3-4-16 手動比例遙控伺服變量原理上升，其斜率由決定。4.電液伺服閥控制變量圖354所示為電液伺服閥控制主泵變量的工作原理圖。它是以雙噴嘴擋板閥為前置級，四邊滑閥為功率

33、級，具有機械反饋的雙級電液伺服閥，控制變量泵斜盤傾角的邊量方式。當力矩馬達的線圈6接受偏差信號控制時，再銜鐵7上產(chǎn)生一個于控制信號相對應的控制力矩并使之繞支點偏轉，改變了噴嘴擋板的左、右間隙值，在功率計劃閥9的兩端產(chǎn)生一個控制壓力差p來驅動滑閥位移，于是壓力油進入泵變量機構，推動活塞1移動并帶動斜盤改變傾斜角度?；钊?的運動同時帶動反饋桿繞中心轉動，產(chǎn)生相應的反饋力矩，當活塞1位移足夠大時，反饋力矩抵消控制力矩將擋板拉至與兩側噴嘴的間隙相等時，滑閥兩端的壓差消失，滑閥在復為彈簧的作用下回到原始位置切斷了控制活塞兩端的油路，控制活塞停止運動。電液伺服閥的輸出流量，滑閥的唯一，力矩馬達的輸出力矩，

34、變量活塞的位移都與輸入電流成比例的變化。電流反向時變量活的位移也反向。機械反饋伺服閥工作可靠，結構緊湊，性能較好，但必須安裝在被控對象附近，對油液中的雜質也比較敏感，過濾精度要求較高。圖3-4-17 電液伺服控制液壓泵變量機構工作原理圖5.恒功率變量圖355為 CY141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(nèi)彈簧6、調(diào)節(jié)螺釘7、外彈簧套8、內(nèi)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?？刂菩盘枮楸玫某隹趬毫?。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

35、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(diào)壓力p0，即 式中 T0外彈簧與緊力；d1滑閥小徑；d2滑閥大徑。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

36、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。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： 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：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(nèi)彈簧之后的位置處于平

37、衡狀態(tài)時，伺服閥芯的平衡方程式為： 式中 k2內(nèi)彈簧剛度；x0內(nèi)彈簧未參加工作之前外彈簧的最大壓縮量。則 可見，觸及內(nèi)彈簧后，Qp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(diào)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。圖3-4-18 恒功率變量機構圖356為恒功率變量的壓力與流量之間的關系曲線。圖3-4-19為恒功率變量的壓力與流量之間的關系曲線另外通過調(diào)節(jié)外彈簧彈簧套和內(nèi)彈簧彈簧套的位置可以調(diào)節(jié)外彈簧和內(nèi)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。恒功率變量機構采用自供油的方式。圖356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。6.恒流量變量行走機械的液壓泵往往油發(fā)動機驅動，與電動機驅動比較，發(fā)動機的轉速變化較大。為了保證泵輸出流量的恒定出現(xiàn)了恒流量變量機構。在一定范圍內(nèi)，當泵的轉速增加時使泵的排量減小，當泵的轉速下降使時泵的排量增加，保證泵的排量與轉速的乘積為常數(shù)，即流量恒定。另外泵的實際流量通常受泵的出口壓力變化的影響，隨壓力的上升而減小。采用恒流量變量機構可使泵的輸出流量不受負荷變化的影響。圖357為軸向柱塞泵的恒流量變量機構。在泵的出口