CN1009478B - 斜轴式轴向活塞泵或马达 - Google Patents

Abstract

在斜轴式轴向活塞泵或马达内，油缸体按同步方式绕一条与斜盘旋转轴线斜交的轴线与其一道旋转。斜盘的旋转轴穿过倾斜的油缸体，但互相无机械干扰。该转轴由位于壳体相对两侧的轴承支承。斜盘和油缸体由一个确保两者能精确同步旋转的机构连接。在作用于斜盘、油缸体和活塞相对两面上的工作流体之间均建立起静压平衡。对油缸体相对于转轴的倾斜角可加以改变。进而改变该泵或马达的工作容量，该泵或马达可制成串联式。

Description

本发明涉及一种轴向活塞泵或轴向柱塞马达。为了便于表达，下文只提及液压泵。其实，本发明的原理亦能运用于液压马达。

斜轴式轴向活塞泵一般由下列部件组成：壳体、由壳体支承的旋转轴、装在轴上能与轴同时旋转的斜盘、一个油缸体（该油缸体能绕一条与旋转轴的轴线斜交的轴线旋转，各缸筒均与该倾斜轴线平行并向斜盘方向开口）、一组可沿油缸筒内壁滑动的活塞和一根用于将各活塞与斜盘连接的连杆、以及一根用来同步油缸体和斜盘旋转的万向联接杆。

在未经技术改进的上述装置中，必须装有连杆，以免斜盘和汽缸体同步旋转时引起活塞杆外端摆动或振动。为了增加油缸工作容量，油缸筒倾斜角应尽可能调大（如：20°-40°），结果将使活塞行程加大，使活塞杆外端的振动幅度增加。由于泵内装有连杆而且又加大了活塞行程，故使液压泵结构变得复杂，体积（尤其是轴向尺寸）显得过大。

此外，改进前的泵内，尽管旋转轴要承担巨大的径向和轴向负荷，该轴只能由壳体的一侧支承，所以，泵内必须采用规格较高价格又较昂贵的大型轴承。大型轴承的采用又势必要增大泵的尺寸、增加其重量、提高其成本。因此，理想的方案是取消该连杆，并在壳体相对两侧用价格较低的小型轴承支承转轴，以便简化泵的结构，减小尺寸，降低其生产和维修成本而又能保证良好的工作性能。

装在改进前的泵内用于对油缸体和斜盘旋转进行同步的万向联接 杆，其两端配有万向接头。这两个万向接头分别与油缸体和斜盘的中心相连，以便对两者的转动进行同步。这一万向联接杆不仅增加了泵体结构的复杂程度，而且还使泵的旋转轴无法在不大幅度增大泵体体积的前提下由泵体相对两侧支承。因此，理想的泵应配有这样一种同步机构，这种同步机构构造简单、能保持油缸体和斜盘旋转的精确同步，而且又使旋转轴有可能由壳体的相对两侧支承。

典型的可变排量型轴向活塞泵内装有一个通道块，可以通过通道块上的通道向油缸体内的各油缸筒提供工作流体。通道块可以和油缸体一起倾斜，以改变油缸体轴线与转轴轴线的相对夹角。通道块和油缸体由一液压制动装置驱动，制动装置工作流体的供给量由装在壳体外部的一个外部控制活门控制，因此，这一控制活门可以控制通道块及油缸体的倾斜角。由于单靠这一活门的工作无法精确地探测油缸体的位置，所以，该活门不能对泵排量实施精确无误的控制。

因此，我们十分需要一种构造简单但能准确控制通道块倾斜角，进而控制泵排量的装置。

在各种液压泵或马达内，各组件表面均承受液压，故需要避免滑动表面过份摩擦和迅速磨损，并消除轴向负载对旋转轴的影响，从而确保该机器能平稳工作并具有良好性能。

因此，本发明的宗旨是提供一种构造简单、体积小巧、性能优良的斜轴式轴向活塞泵或轴向柱塞马达。

本发明能提供一种上文提到的串联式泵或马达。

本发明还提供一种上文提到的能够准确地改变油缸体倾斜角进而准确地控制油缸工作容量的泵或马达。

根据本发明在此类泵或马达上，还可提供一种能够与斜盘和油缸 体同步旋转而且构造简单、工作可靠的机构。

根据本发明在上述泵或马达的斜盘的相对两侧、活塞的相对两侧和油缸体的相对两侧建立静压力平衡，以免在滑动面之间出现过度的摩擦和磨损并确保机器的优良性能。

图1a和图1b用于说明斜轴式轴向活塞泵或柱塞马达工作时每一活塞杆外端产生摆动的现象。

图2为本发明一个具体装置的纵剖面。

图3为图2内沿箭头Ⅲ方向观察的端视图。

图4为沿图2中线Ⅳ-Ⅳ切割的剖面图。它表示出图2所示改进型斜盘的轴向端面。

图5是本发明第二个实施例的侧面图。

图6为图5所示装置的纵剖面。

图7为一透视图。它简明地表示出图6所示与油缸体滑动相连的通道块斜面。

图8与图6相似，但所示的是本发明第三个实施例。

图9与图7相似，但所示的是图8中的实施例。

图10为本发明第4个实施例纵剖面。

图11为沿图10线Ⅺ-Ⅺ所取的剖面图，其比例稍有缩小。

图12为图10所示同步机构的透视图。

图13为沿图10线ⅫⅠ-ⅫⅠ所取的剖面图。

图14-16为三张示意图，分别介绍缸筒、活塞和斜盘的相对两侧工作流体之间的静压力平衡。

图17为图10所示同步机构一个改进型的主要部分的纵剖面。

图18与图11相似，但所示的是图17的改进型。

图19与图17相似，但所示的是同步机构另一改进型。

图20与图11相似，但所示的是图19的改进型。

图21为本发明第五个实施例的剖面图。

图22为沿图21的线ⅩⅫ-ⅩⅫ所取的剖面图。

图23为沿图21的线ⅩⅩⅢ-ⅩⅩⅢ所取的剖面图。

图24为沿图21的线ⅩⅩⅣ-ⅩⅩⅣ所取的剖面图。

根据本发明制成的斜轴式轴向活塞泵或柱塞马达由下列机件组成：一个至少带一对进-出口的壳体;一根能绕第一条轴线旋转的轴（轴的一段延伸到壳体内）;一块装在上述轴上的斜盘（以便与旋转轴一起围绕第1条轴线作同步旋转）;一个能绕与第1条轴线相交的第2条轴线旋转的油缸体（其上有一系列油缸孔分布在第2条轴线周围，每一油缸孔的轴线与第2条轴线平行，其开口面向斜盘的轴向端面）;一些能沟通进-出口与油缸孔传输工作流体的通路;一组活塞（每一活塞均以滑动方式插入一个油缸孔，以便在油缸内形成一个空腔，活塞的一端从油缸内伸出）;用于连接活塞外端和斜盘的机构;以及用于同步斜盘和油缸体旋转的装置。

旋转轴穿过油缸体而不会互相引起机械干扰，它由壳体上相对的两侧支承。

作用在斜盘、各活塞以及油缸体的相对两侧的工作流体之间均形成静压力平衡。

在本发明的一个实施例内，可以改变油缸体轴线与旋转轴轴线之间的夹角，进而改变活塞泵或柱塞马达的工作容量。

根据本发明，还可制造串联式轴向活塞泵或马达。这种串联式泵或马达由一对固定在一根共用轴上并装在同一壳体内的泵组合件或马 达组合件组成。各组合件包括一个斜盘（装于共用轴上，以便可以随轴同步旋转），一个油缸体（可围绕与旋转轴轴线斜交的一轴线旋转，油缸体上镗有一系列缸孔），一组活塞（装在缸孔内，可在其内活动，并与斜盘相连），用于连接活塞外端和斜盘的机构。共用旋转轴穿过两个组合件的油缸体，双方互不干扰，该轴由壳体的相对两侧支承。两个组合件的油缸体可以同向倾斜或者反向倾斜。

图1a和b简明地表示了一个斜轴式轴向活塞泵或柱塞马达的基本设计原理。油缸体204可以绕轴线L旋转，轴线L与旋转轴205的轴线M相交，旋转轴205上固定有一斜盘，它可以与旋转轴一起绕轴线M同步旋转。油缸体204镗有一系列缸孔207，每一缸孔内装有一活塞206，活塞可在缸内滑动，活塞上有活塞杆201从缸孔内向外伸出。

假设每一活塞杆201的球形外端直接与斜盘203相连，并由斜盘203支承。当油缸体204和斜盘203旋转时，活塞杆207的球型端上的中心Q与油缸体204旋转斜轴线L之间的距离将发生变化。特别是，在油缸体和斜盘处于图1a和b所示的位置上，上述距离可以用通过中心Q与轴线L正交的线段QH表示。设倾斜轴线L和旋转轴205的轴线M在P点相交，轴线L和M的夹角为θ。距离 θH即可用 θPcosθ表示。

当斜盘203和油缸体204同时从图示位置转动90°时，点H与点P重合，角θ减小到0，故此时距离 θH最大，即与距离 θP相等，活塞外端点位移一段距离，这段距离相当于相对轴线L的径向表面差 θH（1-cosθ），如图1下方的顶视平面图所示。换句话说，当斜盘和油缸体同步旋转时，活塞杆201外端202将围绕 斜轴线L径向摆动或振动。由于轴线L相对于轴线M的倾斜角θ调定值较大（一般为20°-45°），故摆幅θP（1-cosθ）亦相当大，使活塞206在油缸孔207内倾斜而无法平滑移动。

根据本发明，角θ和活塞与油缸孔内表面滑动接触的圆周表面的轴向距离应调到某一数值，以使活塞杆端的上述摆动或振动不影响活塞的平滑移动。

图2-4中的壳体1由一杯状前盖2和一盘状后盖3组成，后盖3将前盖2后面的开口部分堵住，确保无工作液外流，以便形成一个封闭腔1a。后盖3上有一对进-出口4和5，如图3所示。用作输入轴或输出轴（根据具体情况而定）的旋转轴6有一部分处于壳体1内，并由前盖2内的第一径向轴承支承，转轴6的外端6a穿过前盖2上的开口2a伸到壳体1外，以便与未在图上标出的某一适当机器或装置进行机械连接。

在封闭腔1a内，轴6通过花键连接器6b支撑斜盘，使其能与轴6同步旋转。在斜盘8的后侧，有一圆柱状油缸体9，油缸体中心有孔9a，轴6就是从此孔穿出的。油缸体9能够围绕轴线L旋转，轴线L与旋转轴6的轴线M预先已调定一个夹角θ。壳体1的后盖3的轴向内表面11与轴线M斜交。与轴线L同轴的筒状支承件12固定在壳体后盖3的内表面11上，并从内表面11上伸出。油缸体9由支承件12支承，可以在其上面旋转，油缸体9的后端面9b与后盖3的倾斜的内表面11滑动接触。

在油缸体9的前端面内镗有一些呈环状排列、互相间隔一致的油缸孔13，各自的轴线与上文提到的斜交轴线L平行，油缸筒筒口朝向上述斜盘8。

每一油缸孔13内均装有一活塞14。它由一个可在油缸孔13内滑动的活塞体15和一根与其连成一个整体的活塞杆16组成，活塞杆16向外伸出油缸孔13。活塞体15由以下三部分组成;滑动部分17（它与油缸孔13的内表面滑动接触，并保持约为0.05mm的微小间隙），活塞胀圈19和固定圈18，活塞胀圈19的滑动部分17和固定圈18之间。

各活塞杆16的外端部分14a呈球状，通过一个万向节与斜盘8相连。为此，斜盘8的后表面特制有与活塞14数量相同的承窝，这些承窝呈环状排列，间隔一致。每一承窝有一球形凹槽21，与活塞杆球形端14a相适配，两者即形成一个万向节。卡圈22固定在斜盘8的后端面上，以防止活塞杆端部14a从相应的承窝21内脱出。

斜盘8和油缸体9之间有一个用于同步斜盘和油缸体旋转的机构23，使每一活塞14的内侧14b处形成的油缸腔24容量可以随着斜盘8和油缸体9的同步旋转而变化。

在图2-4所示的具体装置中，同步机构23由一正齿轮25（位于油缸体9前表面外围）和一相应的正齿轮26（位于活塞卡圈22反面外围处）组成。正齿轮25和26在油缸体9转到与斜盘8最接近处时啮合。

每一油缸孔13内由活塞14限定的油缸腔24通过位于油缸体9后表面96的工作流体通道27与外界相通。在壳体1后盖3的倾斜的内表面11（该表面与油缸体9后表面9b滑动相接）上有一对连接孔28和29，它们分别与后盖上的进-出口4和5相连通。

假设如图3所示，壳体内部空间1a被一想象平面N分割成Ⅰ 和Ⅱ两个区域，该平面包括斜盘8旋转轴线M和油缸体9旋转斜线L。连接孔28和29呈拱形并在后盖3进行了恰当的、排列：使其与进出口4相连的孔28同转到想象平面N右侧Ⅰ区的油缸工作室24相连通;而与进-出口5相连的孔29则同转到想象平面N左侧Ⅱ区的油缸工作室24相连通。

每一油缸孔13由相应活塞14的滑动部分17圆周外表面的轴向长度和斜轴线L的角θ调定值均较小，使前面所提出的各活塞14外端在油缸体9转动时出现的摆动不会影响活塞14的正常工作。其中特别是：长度t均为1.0mm，角θ小于15°、10°左右更好。

在壳体1内，轴6穿过斜盘8和油缸体9，其内端6c由装在后盖3内表面处的第2轴承31支承。

与油缸体9相对的斜盘8的轴向端面32面向壳体1前盖2的内表面33，相反的两个表面32和33之间形成一系列压力腔34，使油缸工作室24内的工作流体被引入压力腔34，这样，由压力腔34内的工作流体产生的用来在轴向上压迫斜盘8（在图2压迫方向向左）的轴向力大致与加在活塞14一侧斜盘8上的轴向力相等。所以，每个球形凹槽21底部将形成形如凹坑的压力腔35，每一活塞14内形成一条轴向通道36，该通道用来将油缸工作室24内的部分工作流体引入压力腔35。

在斜盘8的对立表面32上有一些环状凸筋32a，每条凸筋有一轴向端面与前盖2的与其相反的内表面33滑动接触。因此，即可在斜盘相反那一侧面与某一球形凹槽21相应的位置上形成上文提及的压力腔34。孔37将压力腔35与其相应的压力腔34沟通，使 油缸工作室24和压力腔35内的部分工作流体可被引入压力腔34。由于设计了这种结构，压力腔35内工作流体的轴向力大体上与压力腔34内工作流体轴向力相等。这一点将在以后作详细说明。

如果后一种力大于前一种力，则在每一压力腔34内即可形成一个凸起32b与前盖内表面33接触，如图4所示，以便减少工作流体压力作用在压力腔34底部表面上的有效面积。

斜盘8和油缸体9之间装有螺旋弹簧38，该弹簧一方面可以持续地将斜盘8压向壳体1前盖2的内表面33，另一方面又可持续地将油缸体9压向壳体后盖3的倾斜的内表面11。

在图2（和以后的一些图）中，为了使图解简单明了，油缸孔13、后盖3上的连接孔28、29以及其它一些部件所示位置与它们的实际相对位置不同。实际位置可参阅图3、4等。

假设此装置作活塞泵使用。当轴6由一外部传动装置驱动顺时针转动时，（如图3中的箭头所示，外部传动装置未在图中画出，但它与轴6连接，使斜盘8和油缸体9同向同步转动），由于轴L是倾斜的，图3中第一区域Ⅰ里的活塞14从相应的油缸孔13中逐步向外拉出，而第二区域Ⅱ里的活塞14向相应的油缸孔13中逐步推进。这样，通过第一区域Ⅰ并与孔4连接的每个油缸工作室24的排油量逐渐增大，工作流体由这一暂作进口用的孔4吸入，而通过第二区域Ⅱ的各油缸工作室24的排油量逐渐减小，工作流体便由这一暂作出口用的孔5排出。

当轴6反方向转动时，泵通过孔5吸入工作流体，通过孔4排出。

从以上说明可以清楚地看到，当外部设备通过孔4或孔5提供高压 流体时，此装置即可作液压马达使用。

图5至图7介绍了一种按照本发明制成的串联式轴向活塞泵（或马达），图8和图9介绍的是图5至图7所示装置的改进型。在上述附图中，带有尾标A或B的参数号和图2至图4中的一样，表示相应的零部件，所以对这些零部件就不再加以说明。

串联式活塞泵由两个对称排列的泵组合件A和B组成，这两个泵组合件的结构大体相同，所以，这两个组合件的相应部件分别标注带有尾标A和B的相同参数号。

壳体1由一个大体上呈圆筒形的前盖2，一个大体上呈环形的后盖3和一个置于前盖2和后盖3之间的圆柱形通道块80组成。通道块80上有4个进-出口4A、4B和5A、5B。孔5A和5B位于图5所示部件的反面，所以这两个孔未在图中画出。

在壳体1中，两个泵组合件A和B背靠背地排列，各组合件都与图2所示的泵在结构上大致相同。轴6穿过斜盘8A和8B，油缸体9A和9B，以及通道块80。斜盘8A和8B通过花键6bA和6bB与旋转轴连接，以便与此轴同时转动。斜盘8A和8B各向相反方向倾斜，通道块80的两个相反的面11A和11B也向相反方向倾斜，如图6和图7所示。

在图6所示的实施例中，使斜盘8A、8B和油缸体9A、9B同步转动的机构23A、23B由轴6上的花键或槽6bA、6bB以及与它们啮合的内齿轮81A、81B组成。齿轮81A、81B安装在环形件82A、82B的外端，这两个环形件固定在油缸体9A、9B的中心孔上以便与其同时绕倾斜轴线LA、LB转动。

从图7中可以看出，想象中的分隔平面N一侧区域Ⅰ里的连接孔 28A和28B通过图中未画出的通路分别与图5所示的进-出口4A和4B连接，而平面N另一侧区域Ⅱ里的连接孔29A和29B则通过图中未画出的通路分别与进-出口5A和5B连通，这两个进-出口位于通道块80的反面，但在图5中未画出。

此装置的抽压工作情况（如图5至图7所示）与前一种实施例的工作情况大致相同，因此不再另行介绍。

图8和图9介绍的改进型装置与图5至图7的实施例大致相同，只是通道块80相对两个轴端面11A和11B与其滑动接触的油缸体9A和9B的两个相对端面9bA和9bB向轴M的同一侧面倾斜，并且相互平行。

除了图5至图7中介绍的前一个实施例的优点外，油缸体9A和9B的平行排列还有一个优点，即：轴承7和31上的负载将大大减小。特别是当轴6在旋转时，此优点就更为明显。可设轴6反时针转动（即朝图9中的X方向），区域Ⅰ中泵组合件A的油缸工作室24A和区域Ⅱ中泵组合件B的油缸工作室24B内的压力要比对立区域中这些油缸工作室内的压力高。当作用在分别装有泵组合件A和B的轴6轴段上的径向力W1和W2反向时，由径向力W1和W2分别加到轴承7和31上的径向负荷PW1和PW2相互抵消，结果减小了轴承上的实际负荷。这说明轴承7和31的尺寸可相对减小，而且使用寿命也可延长。

在图6至图9所示的实施例中，两个泵组合件A和B各有一个进口和一个出口。或者，两个泵组合件可以有一个共用进口和两个出口。

图10至16所示的是本发明的第四个实施例，该实施例提供了一个经过改进的用来对油缸体9的旋转与斜盘8的旋转同步的机构。这一实施例的基本结构大体上与图2中的实施例相同，因此，这两个实施例装置的相应零部件编号完全相同，本文不再对它们作进一步的说明。

在图10至16所示的实施例中，用于使斜盘8的旋转与油缸体 9的旋转同步的机构23由油缸体9上的一个插接件90和斜盘8内的一个承接件91组成。

插接件90插在承接件91内，以便两者可同时绕转轴6的旋转轴线M旋转，并沿旋转轴线M相对滑动。插件90包括一个圆筒形部分92，圆筒形部分92的筒壁离所述第二轴线的径向距离比所述油缸孔的中心线离所述第二条轴线的径向距离近。该圆筒形部分92与油缸体9是一个整体，从油缸体9的一轴向端朝斜盘8突出，它与倾斜轴线L同轴，其中心套有轴6，其端部为插头93。

插头93包括若干（即实际上为9）个插销94，每个插销94的横断面都基本上呈屋脊形。所有插销基本上构成一个圆筒体，其横断面呈正多边形（即正九边形）。该圆筒体由轴向延伸的槽94c从九边形每个边的中间分割开。每个插销94均有一对外表面94a，分别在棱线94b的相对两侧。在所述插头内、外表面间径向延伸的槽94c，一般在所述棱线94b的中间，与棱线94b平行，以构成所述插头的插销，插头的槽壁径向伸入所述插座的上述环形口，与所述插头的所述槽相应和相配合。所有插销94的棱线94b都包括在一个球面S的范围内。该球面的半径预定为r，其球心O2在倾斜轴线L上。每个外表面94a都向外弯曲，中间部分相对于轴线L稍稍突起。换句话说，每个表面94a均构成一个圆筒的部分表面，该圆筒的轴线延长线与轴线L垂直。

另一方面，承接件91起着插头93的插座95的作用，插头93以下述方式插入插座95。插座95具有若干（即9个）凹槽96。凹槽96位于固定在斜盘8上的活塞固定圈22的中心孔内。每个凹槽96由壁97分隔开，壁97从固定圈22的中心孔的内表 面径向地向内突出。每个凹槽96都有一对内表面96a，分别位于一条中央棱线96b的两侧，形成一个大致为屋脊形的横断面，以便和插销紧密配合。

凹槽96环形排列在轴线M周围，内平面96a与轴线M平行，所有棱线96b都在半径为r，轴线与轴线M重合的一个圆筒的环面内。

插头93沿轴线M插入插座95，使插头93的插销94的外表面94a能以线性方式与插座95相应凹槽96的内表面96a滑动接触。

按上述方法进行接合后，斜盘8和油缸体9可同步旋转，而不产生任何旋转相位差。由于插头93可以沿转轴6的旋转轴线M作相对于插座95的滑动，所以，尽管两根轴线L和M互相斜交，斜盘8和油缸体9仍然可以同步而又稳定地旋转，不会发生任何机械故障。只要在下文将要描述的装置内各个零件处已经建立起静压平衡，那末在插头和插座之间就几乎没有扭矩传输。

由于插头的每根插销94只是线性接触插座的一个相应凹槽96，所以，在斜盘8和油缸体9同步旋转时，即使上述两个构件沿转轴线M发生错位，它们之间也只会产生很小的摩擦力。由于与缸体9成一体的插头93中心O2与缸体9的倾斜轴线L和转轴6的轴线M的交点重合，所以，在斜盘8和油缸体9同步旋转时，轴线L不会产生明显的振动，而是保持稳定。这样，就可以保证转轴的自动调整，而不需要象原先的各种装置那样，还必须为此提供一个专门的机构，如支承件12等，并且在滑动部件之间只存在很小的摩擦力。

通过把缸体上的插头装入斜盘插座这种比较简单的安排，就可以 在较大的范围内改变油缸体9的轴线L与转轴6的轴线M的夹角θ，并且可以使转轴穿过插接件而又不引起插件之间的相互干扰，还可以用轴承支撑轴的两端。这样，就使泵和马达能具有结构简单、体积小巧、易于生产、性能优良和能量损耗小等特点。

插头插销94和插座凹槽96只要其形状适易，不一定与图10至13所示的相同。

在图17和18中，插座95有9个横截面为圆形的孔98，这些孔呈环形分布在转轴6的轴线M周围，并且与该轴线平行。插头93也有9根插销，每根插销都是一个中间稍稍鼓出的筒状圆柱体。换句话说，每一个插销99的横截面是圆形的，在被一个包括缸体9的轴线L′和轴线L的平面切割时，每个插销99有弧面99a。9根插销都与轴线L平行，环形排列在轴线周围，以保证所有插销的弧面99a都包括在半径为r的球体S的表面内，该球体的中心O2与轴线L和轴线M的交点O1重合。

至于插头93和插座95的连接，将插头插销99插入插座孔98，以便能象前一装置那样，可分别绕轴线L和M同时旋转和沿轴线M平稳地作相对滑动，每个插头插销99的形状大体象在主轴线两端截去其头部的实心长球，每一插头插销99的圆周外表面只沿着一条线与相应插座孔的圆周内表面接触。

图19和20给出了另一种改进型的插接件。插头93是一个单一的空心头101，空心头101有内表面和外表面，至少其中一面具有与棱线相交的许多面，因而从所述插头的横截面来看大体上构成第一个规则的多边形，而从纵剖面来看，所述棱线和空心体的内、外 表面则呈曲线形。它的外环形表面101a的横截面呈一正九边形，并从油缸体9向外伸出。插销95是一个在斜盘8上形成的环形槽102，并且具有相应的形状，使插头101能够插入，保证斜盘和油缸9的同步旋转。插头101和图10至12中的插头93的结构大致相同，没有槽94c表面101a和棱线101b分别与面94a和棱线94b相对应。同样，插销槽102的形状和图10至12中的插销95的形状大体上相同，只是没有壁97、平面102a和棱线102b分别与平面96a和棱线96b相对应。

图21至24所示为第5个实施例，在这个实施例中，油缸体9的轴线L和转轴6的轴线M之间的夹角θ是可以改变的;从而可以改变泵或马达的排量。此外，这些图中采用同一参考号表示相应的零部件，因此，这里不再另加说明。

在壳体1内部，油缸体9和壳体后盖3之间装了一个通道块111。油缸体9可相对于轴6的旋转轴线M倾斜，并且可以在固定于通道块111的支承件12上绕倾斜轴线L旋转（图21所示，在中立位置与轴线M重合）。油缸体9的后轴向端面9b与通道块111的相对的轴向端面111a为滑动液密接触。

通道块111亦可与油缸体一起作相对于轴线M的倾斜，它的轴向后端曲面111b与后盖3相对的内曲面滑动接触。接触面3a和111b的曲率中心Q在轴线L和轴线M的交会处。

如图21至24所示，连接孔28和29在通道块111的轴向前端面111a处开口，该端面与油缸体9的轴向后端面9b相接触，这两个孔经通路137和138分别与连接孔135和136相通，孔135和136在通道块111的后曲面111b处开口，并 分别接到壳体后盖3上形成的进-出口4和5（图24）。

通道块111上装有一个调整机构51，它用于调整通道块111和油缸体9的倾斜角。调整机构51由两个液压制动装置、一个供油通路系统54和一个活门56组成。第一个液压制动装置52，装在通道块111移动方向的一侧，第二个液压制动装置装在相反的一侧，供油通路系统54用于将连接孔28或29内的高压工作液引入第一制动装置52;活门56（图23）则用于将第二制动装置53有选择地接到供油通路系统54或排放口55。

第一个液压制动装置包括一个在通道块111上侧形成的筒口向上的油缸筒57、一个活塞58（与油缸筒57滑动配合）和一个活塞杆59。活塞杆59的内端通过球形接头与活塞58连接，其外端面59a与壳体1的内表面1b相接，可以沿壳体内与轴线M平行的导槽1c滑动。在1c和59a这两个相反的面之间形成了一个压力腔61，油缸筒57中的工作流体可通过活塞58和活塞杆59内的通路62引入压力腔，形成一个静压轴承。

同样，第二个液压制动装置53包括在通道块111下侧形成的筒口向下的油缸筒63，一个与油缸筒63滑动配合的活塞64及其活塞杆65。活塞杆内端通过球形接头与活塞64相连接，其外端面65a与壳体1内端面1b相接，可沿壳体内，与轴6轴线M平行的导槽1c滑动。在两个相对的端面1c和65a中间形成了压力腔66;油缸筒63里的工作液通过活塞64和活塞杆65内通路67进入上述压力槽，构成一个静压轴承。

供油通路系统54包括与弓形孔28相连接的第一通路68、与另 一个弓形孔29相连的第二通路69以及共用通路72。共用通路的一端通过高压选择活门71接到通路68和69，它的另一端接到第一液压制动装置52的油缸筒57（图21到23）。

高压选择活门71有一个活门体71a，它受两个通路68和69之间的压力差控制。具体说，活门体71a用来关闭压力较低的通路69（或68），并将压力较高的通路68（或69）接到共用通路72。

如图23所示，选择活门56可以是一个滑动活门。它由一个活门圆套73和活门芯74组成。活门套73位于通道块111内，以便能与放泄孔55相通。活门芯74可以滑动插入活门套73内。在通道块111上制做活门套73时，应使其大体上沿通道块111的运动方向延伸，以保证活门芯74能沿同一方向滑动。

活门芯上有一对阀面：75和76，它们之间用环槽77隔开，以供工作流体通过。与第一液压制动装置52的油缸筒相通的通路78，在活门套73内表面上开口，当活门芯74在放下位置时与其环槽77相通。通路79的一端与第二液压制动装置53的油缸筒63相通，通路的另一端78a与活门套73相通。但是，如图23所示，在活门芯处于放下位置时，活门芯上的上阀面75将通路79的开端79a关闭。

活门芯74备有一根穿过壳体1壁上的凹槽82向上竖起的操纵杆81，这样即可用其在壳体外部对滑动活门进行人工控制。

当装置作为液压马达工作时，某一个进-出口（比方说，孔4）应与图中并未标出的某一高液压相连，而孔5则与一个没有标出的相应油箱相通。处在图21所示的中立位置时，油缸体9的可倾斜轴线L和旋转轴6的轴线M之间的θ角为零，所以在斜盘8上不产生转矩，轴6并不旋转。

在此条件下，选择活门56的活门芯74保持在附图所示的中立位置，即关闭连接到第一液压制动装置52油缸筒57的通路78，又关闭与第二液压制动装置53油缸筒63相连的通路79，因此，虽然连接孔28内的高压工作流体已经通过供油通路系统54送入油缸筒57，通道块111仍保持静止状态。

在此条件下，如果滑动活门56的操作杆81向上提起一段所需要的距离，活门芯74将滑动，从而其上阀面75将位移到通路79开端79a的上方，于是通路78和79相通，第一制动装置52油缸筒57内高压工作流体输入到第二制动装置53的油缸筒63内第二液压制动装置的锁定状态得到解除。

换句话说，高压一侧连接孔28内的工作液压力作用于两个制动装置52和53的油缸筒57和63上，于是活塞64和油缸筒63直径较大的下部液压制动装置53工作压力将逐渐超过上液压制动装置52的工作压力，因而使得通道块111倾斜并沿壳体后盖3的内曲面3a向上位移。与此同时，随着倾斜轴线L和旋转轴6的轴线M之间的夹角θ逐渐增大，油缸体9也将倾斜并向上位移。这样，该装置就可作为曲轴型轴向柱塞马达进行工作，将活塞14保持在油缸体9内，按已经介绍过的方式与斜盘8配合工作，转动旋转轴6。

当通道块111向上移动一个与活塞芯74上升距离相对应的距离时，通道块将超过活门芯，结果通道79的开端79a再一次被阀面75关闭，并锁定第二液压制动装置53，于是通道块111和油缸体9即同时停止倾斜。

在此条件下，如果滑动活门56的操纵杆81下降一段所需距离，则活门芯74的阀面75将位移到通道79的开端79a以下，因此，第二液压制动装置53的油缸室63将通过油缸筒73与排放口55相通，于是第一液压制动装置52上的工作压力将推动通道块111向下， 其倾斜角θ逐渐减小。当通道块111向下移动一个与活门芯74的下推距离相应的距离时，通道111将超过活门芯，因此，通路79的开端79a将再一次被活门芯74的阀面75关闭，于是通道块111和油缸体9就同时停止下移运动。

按图21到图24的安排，可以把倾斜轴L相对于轴线M的倾斜角θ改变到所需值，从而改变泵或马达的排量。当通道块111和油缸体9一起位移来改变上述排量时，它将超过已经位移的滑动活门。我们通过这样的安排，就能够实现滑动阀的操纵量与泵或马达排量变化之间的一一对应关系。这样就可以得到好象使用了伺服系统来控制排量那样的高性能。

可以用蜗轮机构来移动滑动活门，从而高度精确地控制泵或马达的排量，它不需要伺服阀和（或）位置探测器。此项装置结构简单、易于制造。

在图21至24的实施例中，用于移动通道体111的液压制动装置52和53是由马达的工作流体保证工作的。可以提供一个单独的外部工作液压源供液压制动装置专用。

此项发明的一个重要特点是，在分别由油缸体9、活塞14和转矩盘8两侧液压所加的轴向压力之间大体上建立了静压平衡。

在图10至16中的实施例就是用实例来说明上述静压平衡的。在连接孔28内形成第一个压力腔，在每一个活塞14的外端14a和斜盘8之间形成第二个压力腔35，油缸筒24内的工作流体将通过每一活塞14内的轴向孔36进入上述压力腔。

F₁是第一压力腔28中的工作流体用以把油缸体9推往斜盘8的推力，F₂是油缸筒24内的工作流体将油缸体9压向图14所示壳体1后盖3的倾斜的内面11的压力，这两个力（F₁和F₂）大致平衡。同时，第二压力腔35内工作流体可用以把活塞14推向油缸体9的推 力F₃与油缸室24内工作流体用来把活塞压向斜盘8的压力F′₂大致平衡（如图15所示）。

尤其要注意的是（如图13所示），在确定构成第一压力腔的连接孔28孔径W₁以及与壳体1后盖3的内表面11滑动接触的油缸体9后端面9b的面积W₂（用影线表示是为了图解清楚）时，应使F₁与F₂大致平衡，但稍有差异（F₂-F₁＞0），以便将油缸体9压向后盖3内表面11，这样即可防止二者之间出现的工作流体渗漏现象。弹簧38产生一个较弱的弹力，加到各油缸所提供的上述小压力（F₂-F₁）之和上。

就活塞14（见图15）的静压力平衡而论，力F₃大致上与力F′₂相等（F₃是第2个压力腔35内的工作流体用来将活塞推向油缸体9的力;F′₂是油缸室24内的工作流体用来将活塞14朝斜盘8挤压的力）。因此，我们可以说，活塞是漂浮在油液中的。

在图10的实施例中，在每个活塞14的外端14a上都有一个环形槽44，面对着球形凹槽21内的底槽21a。环形槽44的直径大致与油缸筒13的内径相等。因此，在图10的实施例中，第2个压力腔35是由球形凹槽21内的底槽21a和环形槽44构成的。

此外，力F₄大体上与沿轴线M方向的力F′₂的分力（F′₂Cosθ）相等。F₄是第3个压力腔34内的工作流体用来将斜盘8压向活塞14的力;F′₂的分力（F′₂Cosθ）是油缸室24内的工作流体用来将斜盘8通过活塞14挤向壳体1的前盖板2内表面33的力。也就是说，力F₄与力F′₃沿轴线M方向的分力（F′₃Cosθ）大致相等，力F′₃的分力（F′₃Cosθ）是第2个压力腔35内的工作流体作用于斜盘8上的力，两个力的微小差异（F′₃Cosθ-F₄＞0）与弹簧38的微弱弹力结合，使斜盘8与前盖板2的内表面33保持可滑动接触。与此同时，力F₂′ 产生一个径向分力，即F₂′Sinθ;所有油缸提供的径向分力的和产生一个转矩，转动斜盘8。这一转矩等于给予轴6的或由轴6产生的转矩。

没有这种静压平衡，就会出现许多问题和缺陷。比如，作用在各活塞上的挠曲力矩就会使活塞与油缸内表面摩擦;或者，损坏各部件（比如，油缸体和壳体后盖或活塞外端和球面轴承座21）的接触面之间的油膜，结果这些部件相互摩擦，损伤其接触面。按本发明建立的静压平衡可杜绝此类问题和缺陷，进而提高泵或马达的工作性能，延长其使用寿命。

应该说明的是，上述静压平衡也运用于采用本发明的其它装置，并具有相同作用和优点。

由于轴线L和轴线M的夹角θ值和与油缸内表面滑动接触的活塞的圆周表面的长度t的调定值均较小，按照此项发明制造的泵或马达便可具有下列优点：构造简单、结构紧凑、重量轻、成本低、性能优良，而且不需要使用连杆便可将每个活塞与斜盘连接。

由于转轴穿过斜盘和油缸体并由位于壳体相对两侧的轴承支承着，其中一个轴承在斜盘的一侧、另一个在油缸体的相对一侧，所以，与改进前的转轴只由壳体的一面支承的工艺结构相比较，转轴可承受的力矩并不那么大。这样，轴承上承受的负荷就能大大减少，因此，也就可以采用体积小而造价低的轴承了。

依据本发明，改变通道块和油缸体的倾斜角的机构能够更精确地控制马达或泵的容量。

与未经改进的使用一个万向节的工艺结构相比较，同步油缸体转速和斜盘转速的机构结构简单，也便于制造，斜盘的转轴可通过机构的中段，这样，转轴便很容易由壳体的相对两侧支承。此外，该机构还能够自动地给油缸体的旋转轴定中心，因此，也就没有必要另外采用一 个专门的机构来完成这项工作;该机构各个部件的滑动表面磨擦也很小，这样，泵或马达便可平稳地运转，而且能量损耗很小。

在本发明的结构中，斜盘、活塞和油缸体的相对两侧上实现的静压平衡使泵或马达可平稳地工作并具有良好的性能。

Claims (6)

1、斜轴式轴向柱塞泵或马达包括：

一个至少有一对进-出口的壳体，一根可绕第1条轴线旋转的轴，轴的一段在上述壳体内延伸，

一个安装在所述轴段上，并能随该轴同时绕所述第1条轴线转动的斜盘，

一个可绕第二条轴线转动的油缸体，该油缸体镗有一系列油缸筒，所有油缸筒均环绕所述的第二条轴线排列，每个油缸筒都具有一条与上述第二条轴线平行的轴线，缸筒口均朝向上述斜盘的轴向端面，

用于连通所述进-出口和所述油缸筒以传输工作流体的通路，

用于支承所述油缸体的机构，以使所述第二条轴线与所述第一条轴线相交，

在所述油缸体和所述斜盘的相对两侧可旋转支承所述转轴的机构，

若干个活塞，每个都可滑动地装在一个所述油缸筒内，以便形成一个油缸工作室，活塞外端突出油缸筒，

将所述活塞的外端与所述斜盘连接的机构，以便将转矩转换成液压，或将液压转换成转矩，

使所述斜盘的旋转与所述油缸体的旋转同步的机构，

其特征是，所述可绕第1条轴线旋转的轴穿过所述油缸体，而二者彼此间不产生机械影响，所述同步机构包括：

圆筒形部分的筒壁离所述第二条轴线的径向距离比所述油缸孔的中心线离所述第二条轴线的径向距离近，所述圆筒形部分的一端从所述油缸体向所述斜盘突出，呈插头形状，与所述第二条轴线同轴，所述第1根转轴穿过所述圆筒形部分，

一个在所述斜盘上的插座，与所述第一条轴线同轴，供上述插头插入，所述插头和插座外形互相匹配，形成联接，因而可以绕所述第一条轴线和第二条轴线同时转动，并可在所述第一条轴线与所述第二条轴线相交处作相对滑动。

2、按照权利要求1所述的斜轴式轴向活塞泵或马达，其特征是所述插头包括若干个插销，每个插销的形状大体象在主轴线两端截去其头部的实心长球，所述插座包括若干孔，与所述各插销相对应，供其插入。

3、按照权利要求2所述的斜轴式轴向活塞泵或马达，其特征是所述各孔大体上呈圆筒形围绕一中心轴，该中心轴与所述第一轴线相平行。

4、按照权利要求1所述的斜轴式轴向活塞泵或马达，其特征是所述插头包括一空心头，空心头有内表面和外表面，至少其中一面具有与棱线相交的许多面，因而从所述插头的横截面来看大体上构成第一个规则的多边形，而从纵剖面来看，所述棱线和空心头的内、外表面则呈曲线形，所述插座包括一环形口，环形口有内、外表面，至少其中一面从所述插座的横截面来看大体构成了第二个规则的多边形，第二个规则的多边形与第一个规则的多边形相匹配，使其可以插入并能滑动。

5、按照权利要求4所述的斜轴式轴向活塞泵或马达，其特征是该装置还包括在所述插头内、外表面间径向延伸的槽，槽一般在所述棱线的中间，与棱线平行，以构成所述插头的插销，插头的槽壁径向伸入所述插座的上述环形口，与所述插头的所述槽相应和相配合。

6、按照权利要求4所述的斜轴式轴向活塞泵或马达，其特征是所述插座还包括将所述活塞与所述斜盘相连接的所述机构。

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