CN114641612B - 斜轴柱塞式变量液压马达泵 - Google Patents

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Abstract

一种斜轴柱塞式变量液压马达泵，包括缸体(8)、柱塞(7)、球连杆(5)、柱塞球铰(10)、多级滚道球铰轴(1)、多级滚道轴承环(3)、回程盘(6)、配油盘(20)、配油盘销轴(27)、悬浮圈(12)、瓦套轴承环(26)、箱体瓦轴(28)、箱体(2)、大变量球连杆组件(A)和小变量球连杆组件(B)。大、小变量球连杆组件(A、B)安装在箱体(2)处。多级滚道球铰轴(1)支撑在多级滚道轴承环(3)处，其间安装内装有滚动体(30)的多级滚动体保持器(4)。球连杆(5)的两端分别与多级滚道球铰轴(1)及柱塞(7)铰接。缸体(8)通过配油盘销轴(27)与配油盘(20)连接。配油盘(20)处的悬浮圈(12)与箱体端盖(14)配合。该液压马达泵的结构能够提高轴承寿命、提高转速，降低内部渗漏，提高容积效率及总效率。

Description

斜轴柱塞式变量液压马达泵
技术领域
本申请涉及液压马达泵技术领域，特别是涉及一种斜轴柱塞式变量液压马达泵。
背景技术
液压传动的比功率相比于液力传动、电力传动和机械传动要大，特别是液压传动应用轴向柱塞马达泵的比功率要高一个数量级，如此优点为什么传动领域少有身影。
原因在于目前的柱塞式变量液压马达泵存在轴承寿命短、转速偏低、内部渗漏偏高、容积效率偏低和总效率低的问题。
因此，亟需研制出一种能够提高轴承寿命、提高转速、降低内部渗漏、提高容积效率及总效率的斜轴柱塞式变量液压马达泵。
发明内容
发明人发现：由于能量密度很高会导致主承压轴承寿命短，其矛盾焦点是：采用滑动轴承承压能力强可线速度低，提高滑动轴承线速度属于前沿科技，日本和德国领先，可成本极高；采用静压轴承泵功率消耗过大、环境要求苛刻；采用常规设计的滚动轴承由于应用环境的载荷比过大，很难降低材料的许用应力，用缩小滚道圆弧半径的方法来提高承载能力会增加滚动体与滚道接触的不同坐标点的自转线速度与滚动体公转线速度不匹配，而出现滑动摩擦现象导致滚动体自身功率循环造成轴承寿命降低的问题，增加承载密度又受轴承空间的限制。所以想提高载荷冗余相当困难，导致液压马达泵的抗瞬态高压冲击能力很弱，并且在理想能量密度的使用环境下寿命太短成为了技术瓶颈。
发明人还发现：提高轴向柱塞马达泵的转速是困扰本领域设计师的持续问题。其中的矛盾交点落在配油盘的高低压隔墙处，由于此处很难提供完整的润滑油膜而导致高线速度焦灼。如何解决此处的高转速焦灼导致报废的问题成为了技术瓶颈。因为配油盘此处必须承担轴向压力，否则产生间隙后高压油不但要窜入低压油腔还要向箱体内部泄漏，导致容积效率降低，无间隙还得承担高线速度。因此润滑问题、散热问题、此处与缸体接触面摩擦副材料匹配问题，PV值平衡问题，平衡零件膨胀系数避免导热换热过程的粘滞咬死问题，再加上压力的不规律变化、转速的不规律变化、排量流量的不规律变化，此系列的矛盾问题形成了困扰国内外本领域设计师的困难。
发明人还发现：轴向柱塞马达泵还有一个缺点是随着高压系统的压力升高，容积效率会线性降低。其中包括三部分原因：第一，经过多年的试验发现，随着液压马达泵系统油压的升高，马达箱体承受高压的一侧被逐渐拉伸变形(材料弹性模量的必然体现)后导致箱体微量弯曲。由于中间轴的挠度不能设计过大否则影响轴的寿命系数。那么缸体的相对位置就不能随着箱体的变形而同步变化。此对矛盾的结果导致配油盘与缸体接触面随着系统油压压力的升高逐渐产生了缝隙，高压油沿着此缝隙快速渗漏。第二，柱塞与缸体柱塞孔的配合间隙偏大造成的内部渗漏。国内外的柱塞泵设计师一直在努力缩小此配合间隙。但是有一对矛盾成为了设计难题：柱塞在缸体柱塞孔内的滑动摩擦系数为0.02左右，摩擦功耗偏大。并且柱塞被缸体包裹散热环境差，滑动过程中产生的热量柱塞散热速度低于缸体的散热速度，使得柱塞的线膨胀速度较快，导致柱塞与缸体柱塞孔的配合间隙逐渐减小至柱塞咬死在缸体柱塞孔内的状态。如何避免此情况的发生，直到目前的方法就是加大柱塞与缸体柱塞孔的配合间隙，让更多的液压油渗漏带走这些热量。第三，是液压油的体缩损失。轴向柱塞式变量液压马达泵，一直以来存在一个问题：除最大排量工况外，柱塞行程都不能运动至缸体的柱塞孔底，且排量越小柱塞底部距离柱塞孔底会越远，因此随着油压的升高液压油在此空腔内被压缩，液压马达泵就不能按照理想的排量运行而造成容积损失，影响了总效率。
基于此，本申请提供了一种斜轴柱塞式变量液压马达泵，包括：
箱体，其处安装有大变量球连杆组件和小变量球连杆组件；
多级滚道轴承环，嵌装在所述箱体的一端；
多级滚道球铰轴，支撑在所述多级滚道轴承环处，其一端面处的圆周方向设有多个球铰；
多级滚动体保持器，设置在所述多级滚道轴承环与所述多级滚道球铰轴之间，其内装有滚动体，所述滚动体、所述多级滚道轴承环及所述多级滚道球铰轴形成滚动轴承，所述滚动轴承配置成具有以承担轴向力为主的自定心运转性能；
箱体瓦轴，安装在所述箱体中并位于所述多级滚道球铰轴的之后；
瓦套轴承环，安装在所述箱体瓦轴的后端，其与所述大变量球连杆组件铰接；
箱体端盖，安装在所述箱体中未安装所述多级滚道球铰轴的一端，其内表面为弧面；
配油盘，其一端镶嵌悬浮圈，悬浮圈配置成给配油盘的高低压隔墙处提供完整的润滑油膜，还配置成使得配油盘高压油腔的液压油不窜入低压油腔，另一端为圆弧面，圆弧面与所述箱体端盖的弧面相配合，其下端具有球铰，所述球铰与所述小变量球连杆组件形成铰链；
缸体，其通过其内孔处的滚针轴承和配油盘销轴与所述配油盘连接，其外侧套装轴承环，通过保持器和滚动体连接所述瓦套轴承环，且支撑在所述箱体瓦轴处，所述缸体一端面处安装推力轴承环，并通过保持器和滚动体支撑在所述配油盘处，其圆周方向具有多个孔道，所述多个孔道的数量与所述多级滚道球铰轴的多个球铰的数量相配，每一孔道包括对应的直线轴承孔及柱塞孔，每一直线轴承孔用于安装对应的重载直线滚动轴承，每一柱塞孔用于安装对应的柱塞，每一柱塞中安装有柱塞球铰，每一柱塞通过重载直线滚动轴承支撑，每一重载直线滚动轴承的两端组装有反向器，以成倍增加滚道数量，提高承载密度；和
多个球连杆，与所述多级滚道球铰轴的多个球铰相配，每一球连杆的一端通过回程盘压装在所述多级滚道球铰轴处，并与对应球铰形成铰链，每一球连杆的另一端通过对应的柱塞球铰与柱塞铰链，通过柱塞内镶套与孔用弹性挡圈固定，整体装入对应的重载直线滚动轴承的内孔与所述缸体的柱塞孔内部；
其中，配油盘的摆动中心配置在柱塞球连杆球铰的轴端象限点附近。
可选地，所述大变量球连杆组件包括大变量球连杆、二级大变量柱塞、初级大变量柱塞、大变量柱塞油缸及大变量油缸端盖，其中，大变量球连杆的下端球头与所述瓦套轴承环上端球铰形成铰链，大变量球连杆的上端球头与二级大变量柱塞形成铰链，二级大变量柱塞与初级大变量柱塞套装，一同装入大变量柱塞油缸内部，大变量柱塞油缸通过螺纹与所述箱体连接，大变量柱塞油缸的上端通过螺纹连接大变量油缸端盖。
可选地，所述小变量球连杆组件包括小变量球连杆、二级小变量柱塞、初级小变量柱塞、小变量柱塞油缸和小变量油缸端盖，其中，小变量球连杆的上端球头与所述配油盘的下端球铰形成铰链，小变量球连杆的下端球头与二级小变量柱塞形成铰链，二级小变量柱塞与初级小变量柱塞套装，一同装入小变量柱塞油缸内部，小变量柱塞油缸通过螺纹与所述箱体连接，小变量柱塞油缸的下端通过螺纹连接小变量油缸端盖。
可选地，所述多级滚道轴承环具有倾斜端面，所述倾斜端面处具有多级滚道，所述多级滚道球铰轴具有倾斜的端面，所述多级滚道球铰轴的倾斜端面与所述多级滚道轴承环倾斜端面相配并设有多级滚道，所述多级滚动体保持器设置在所述多级滚道轴承环与所述多级滚道球铰轴的多级滚道处，进而使得所述多级滚道球铰轴绕轴心旋转的同时，还承担来自所述球连杆的轴向推力，轴向推力由所述滚动体传至所述多级滚道轴承环的滚道受力面，此时该滚道的受力面相对于轴承滚道的径向偏转了一个33度夹角，进而该滚道受力面对球连杆的轴向力的支持力获得了一个分力，该分力使得所述多级滚道球铰轴的自定心旋转精度进一步提高。
可选地，所述悬浮圈一端面具有多个端面键，每一端面键的两侧的具有多个细油孔，所述配油盘的对应端面处设有与之相配的多个端面键槽，以逐级密封所述悬浮圈与所述配油盘接触端面的配油盘高压油腔和悬浮圈高压油腔的高压油，所述缸体的柱塞孔底部开有腰形油孔，两个相邻腰形油孔之间有隔墙。
可选地，所述重载直线滚动轴承具有反向通道，反向通道与承载滚道呈成预设角度角度叠放，所述重载直线滚动轴承具有凸起定位环，每一反向器具有对应的定位环槽，两端的反向器通过对应的定位环槽与所述重载直线滚动轴承的凸起定位环配合，封闭并一一贯通各个钢球通道。
本申请通过创新马达轴几何形状，取缔轴承内环，因此增加了滚动体容积，避免因大幅度增加滚道与滚动体数量提高承载密度来减小轴承材料的许用应力而造成循环功率的损失，还提高了轴承的制造与工作精度，同时避免因马达轴变化受力方向而使轴承的滚动体受力不均匀而造成个别滚道的早期磨损，故而提高了轴承寿命。通过改变配油盘的几何结构并且创新设计了一个“悬浮圈”零件，能够在配油盘的高低压隔墙处提供完整的润滑油膜，同时不允许配油盘高压油腔的液压油窜入低压油腔，由此提高了转速。通过将传统马达轴间的铰链也去掉，使马达轴彻底断开，增设配油盘销轴及滚针轴承来定位缸体，确保配油盘与缸体的摩擦副精密配合而不受外力影响，从而降低内部渗漏。通过改传统的柱塞与缸体柱塞孔的滑动摩擦为滚动摩擦，创新设计了一种“重载直线滚动轴承”零件，使柱塞与缸体柱塞孔的摩擦系数降低一个数量级，减少了热量的产生，同时在缸体柱塞孔的中部设计加装一个低摩擦系数的密封环封住来自缸体柱塞孔高压侧的液压油；通过将配油盘的摆动中心从常规的中心球铰的球心移至柱塞连杆球铰的轴端象限点附近，达到不论排量如何变化柱塞底部都要运动至缸体的柱塞孔底的目的，从而提高了容积效率及总效率。
根据下文结合附图对本申请具体实施例的详细描述，本领域技术人员将会更加明了本申请的上述以及其他目的、优点和特征。
附图说明
图1是根据本申请一个实施例的斜轴柱塞式变量液压马达泵的一运动状态下的示意性装配图；
图2是根据本申请一个实施例的斜轴柱塞式变量液压马达泵的另一运动状态下的示意性装配图；
图3是图1中所示缸体的示意性结构图；
图4是图1中所示缸体与悬浮圈摩擦副工作状态时的示意性结构图；
图5是图1中所示悬浮圈的示意性主剖视图；
图6是图5的右视图；
图7是图5的左视图；
图8是图1所示重载直线滚动轴承与反向器装配在一起时的示意性立体图；
图8A是图8所示重载直线滚动轴承与反向器装配在一起时的示意性装配图；
图9是图1所示重载直线滚动轴承与反向器装配在一起时的示意性剖视图；
图10是图1所示重载直线滚动轴承的示意性结构图；
图11是图1所示反向器的示意性剖视图；
图12是图11的右视图。
100斜轴柱塞式变量液压马达泵，
A大变量球连杆组件， 3多级滚道轴承环，
B小变量球连杆组件， 4多级滚动体保持器，
1多级滚道球铰轴， 5球连杆，
2箱体， 6回程盘，
7柱塞， 25滚针轴承，
8缸体， 26瓦套轴承环，
9柱塞内镶套， 27配油盘销轴，
10柱塞球铰， 28箱体瓦轴，
11轴承环， 29球铰，
12悬浮圈， 30滚动体，
13推力轴承环， 31小变量油缸端盖，
14箱体端盖， 32大变量油缸端盖，
15大变量柱塞油缸， 33重载直线滚动轴承，
16初级大变量柱塞， 81柱塞孔，
17二级大变量柱塞， 82腰形油孔，
18大变量球连杆， 121端面键，
19反向器， 122细油孔，
20配油盘， 191定位环槽，
21小变量球连杆， 192反向滚道，
22二级小变量柱塞， 331反向通道，
23初级小变量柱塞， 332承载滚道，
24小变量柱塞油缸， 333凸起定位环。
具体实施方式
发明人多年来经过诸多方面的探索与评测和创新性研发，试验定型了以下技术路线：
第一，定型了一种特殊结构的滚动轴承。本领域的设计人员很清楚，要在单位有限的空间内提高轴承的使用寿命，研发方向分为高性能新材料的开发应用、轴承钢热处理方法的创新与应用、优化通用轴承设计。然而，这三个方面大家都在研发的路上一直以来没有显著的成绩可以借鉴和应用。本申请的技术路线是从液压马达的固有特性出发，再结合滚动轴承的特性来优化轴承的承载能力，并实现以承担轴向力为主的自定心运转性能。方法是创新马达轴的几何形状来取缔轴承内环，因此增加了滚动体容积，避免因大幅度增加滚道与滚动体数量提高承载密度来减小轴承材料的许用应力而造成循环功率的损失，还提高了轴承的制造与工作精度，同时避免因马达轴变化受力方向而使轴承的滚动体受力不均匀而造成个别滚道的早期磨损，因为在额定载荷下本轴承滚动体的总变形量只有几十个纳米，这正是提高使用寿命的根本原因。
第二，轴向柱塞液压马达泵的工作过程有个固有特性，是在配油盘的高压油腔侧发生奇数偶数柱塞循环交替的工作现象，此现象导致的压力脉动给如何平衡配油盘与缸体的接触压力带来平压工作的矛盾，此处的接触压强设计过小会导致脉动低谷时缸体脱离配油盘而使马达泵停止工作，此处的接触压强设计过大时则会影响马达泵的转速，导致配油盘与缸体的摩擦表面过早焦灼。本申请改变了传统配油盘的几何结构利用滚动轴承来承担此脉动尖峰的压力既分担了配油盘与缸体接触面上摩擦材料的P值，从而此摩擦副的线速度得到了初步提高。
第三，要进一步提高配油盘与缸体接触面摩擦副的线速度，经过多年的实验证明给配油盘的高低压隔墙处，提供完整的润滑油膜才是可靠的技术路线，同时不允许配油盘高压油腔的液压油窜入低压油腔成为了攻关课题。本申请改变了传统的配油盘构造创新设计了一个“悬浮圈”零件，经过多次的设计优化达到了理想的使用效果，使液压马达泵的转速上升了一个台阶。
第四，为了修正轴向柱塞式液压马达泵内部渗漏的缺点，本申请改变了常规设计思路，把马达轴间的铰链也去掉，使马达轴彻底断开，增设配油盘销轴轴加滚针轴承来定位缸体，确保配油盘与缸体的摩擦副精密配合而不受外力影响。
第五，为了避免高压油从柱塞与缸体柱塞孔的配合间隙中渗漏。本申请改传统的柱塞与缸体柱塞孔的滑动摩擦为滚动摩擦，创新设计了一种“重载直线滚动轴承”零件，使柱塞与缸体柱塞孔的摩擦系数降低一个数量级，减少了热量的产生，同时在缸体柱塞孔的中部设计加装一个低摩擦系数的密封环封住来自缸体柱塞孔高压侧的液压油。当前市面上的直线滚动轴承额定载荷普遍偏低，都不能满足本申请的使用工况要求，本申请的重载直线滚动轴承其反向通道与承载滚道成一定角度叠放设计，同时重载直线滚动轴承的凸起定位环与反向器的定位环槽精密配合设计了十八个封闭的反向滚道192，改变了普通直线轴承的几何结构优化了工艺设计，成倍增加了滚道数量，提高了承载密度。
第六，为了修正轴向柱塞式变量液压马达泵随着油压升高容积效率降低的缺点。本申请改变了常规设计思路，将配油盘的摆动中心从常规的中心球铰的球心移至柱塞连杆球铰的轴端象限点附近，因此达到不论排量如何变化柱塞底部都要运动至缸体的柱塞孔底的目的，配油盘设计由箱体瓦轴、瓦套轴承、配油盘轴承、大小变量球连杆和箱体端盖定位。
图1是根据本申请一个实施例的斜轴柱塞式变量液压马达泵的一运动状态下的示意性装配图。图2是根据本申请一个实施例的斜轴柱塞式变量液压马达泵的另一运动状态下的示意性装配图。如图1所示，还可参见图2，本实施例提供了一种斜轴柱塞式变量液压马达泵100，包括：箱体2、多级滚道轴承环3、多级滚道球铰轴1、多级滚动体保持器4、箱体瓦轴28、瓦套轴承环26、箱体端盖14、配油盘20、缸体8和多个球连杆5。箱体2处安装有大变量球连杆组件A和小变量球连杆组件B。多级滚道轴承环3嵌装在所述箱体2的一端，本实施例中箱体2内部左端嵌装多级滚道轴承环3。多级滚道球铰轴1支撑在所述多级滚道轴承环3处。多级滚道球铰轴1的一端面处的圆周方向设有多个球铰29。多级滚动体保持器4设置在所述多级滚道轴承环3与所述多级滚道球铰轴1之间。多级滚动体保持器4内装有滚动体30。所述滚动体30、所述多级滚道轴承环3及所述多级滚道球铰轴1形成滚动轴承，所述滚动轴承配置成具有以承担轴向力为主的自定心运转性能。箱体瓦轴28安装在所述箱体2中并位于所述多级滚道球铰轴1的之后。瓦套轴承环26安装在所述箱体瓦轴28的后端，瓦套轴承环26与所述大变量球连杆组件A铰接。箱体端盖14安装在所述箱体2中未安装所述多级滚道球铰轴1的一端，箱体端盖14内表面为弧面。配油盘20的左端镶嵌悬浮圈12。悬浮圈12配置成给配油盘20的高低压隔墙处提供完整的润滑油膜，还配置成使得配油盘20高压油腔的液压油不窜入低压油腔。配油盘20的右端为圆弧面，配油盘20的圆弧面与所述箱体端盖14的弧面相配合。配油盘20的下端具有球铰，所述球铰与所述小变量球连杆组件B形成铰链。缸体8通过缸体8的内孔处的滚针轴承25和配油盘销轴27与所述配油盘20连接。缸体8的外侧套装轴承环11，通过保持器和滚动体连接所述瓦套轴承环26，且支撑在所述箱体瓦轴28的右侧。所述缸体8的右端面安装推力轴承环13，并通过保持器和滚动体支撑在所述配油盘20的左侧。所述缸体8圆周方向具有多个孔道。所述多个孔道的数量与所述多级滚道球铰轴1的多个球铰29的数量一一相配。每一孔道包括对应的直线轴承孔及柱塞孔81，每一直线轴承孔用于安装对应的重载直线滚动轴承33。每一柱塞孔81用于安装对应的柱塞7。每一柱塞7中安装有柱塞球铰10。每一柱塞7通过重载直线滚动轴承33支撑。每一重载直线滚动轴承33的两端组装有反向器19，以成倍增加滚道数量，提高承载密度。本例中，重载直线滚动轴承33两端与反向器19组装共同插装在缸体8左端的直线轴承孔内。多个球连杆5与所述多级滚道球铰轴1的多个球铰29相配。每一球连杆5的一端通过回程盘6压装在所述多级滚道球铰轴1处，并与对应球铰29形成铰链。本例中，球连杆5左侧的球头通过回程盘6由螺栓压装在多级滚道球铰轴1的右端与球铰29铰链。每一球连杆5的另一端通过对应的柱塞球铰10与柱塞7铰链，本例中，球连杆5右侧的球头插入柱塞7内部通过柱塞球铰10与柱塞7铰链，通过柱塞内镶套9与孔用弹性挡圈固定，整体装入对应的重载直线滚动轴承33的内孔与所述缸体8的柱塞孔81内部。其中，配油盘20的摆动中心配置在柱塞球连杆球铰的轴端象限点附近。
具体实施时，所述多级滚道球铰轴1的材料可以为G20Cr2Mn2Mo。配油盘20的材料可以是高强度渗碳钢30CrMnTi。悬浮圈12的材料可以是铜包石墨，还可以是碳纤维。
如图1所示，所述大变量球连杆组件A包括大变量球连杆18、二级大变量柱塞17、初级大变量柱塞16、大变量柱塞油缸15及大变量油缸端盖32。其中，大变量球连杆18的下端球头与所述瓦套轴承环26上端球铰形成铰链，大变量球连杆18的上端球头与二级大变量柱塞17形成铰链，二级大变量柱塞17与初级大变量柱塞16套装，一同装入大变量柱塞油缸15内部，大变量柱塞油缸15通过螺纹与所述箱体2连接，大变量柱塞油缸15的上端通过螺纹连接大变量油缸端盖32。
如图1所示，所述小变量球连杆组件B包括小变量球连杆21、二级小变量柱塞22、初级小变量柱塞23、小变量柱塞油缸24和小变量油缸端盖31。其中，小变量球连杆21的上端球头与所述配油盘20的下端球铰形成铰链，小变量球连杆21的下端球头与二级小变量柱塞22形成铰链，二级小变量柱塞22与初级小变量柱塞23套装，一同装入小变量柱塞油缸24内部，小变量柱塞油缸24通过螺纹与所述箱体2连接，小变量柱塞油缸24的下端通过螺纹连接小变量油缸端盖31。
如图1所示，所述多级滚道轴承环3具有倾斜端面，所述倾斜端面处具有多级滚道，所述多级滚道球铰轴1具有倾斜的端面，所述多级滚道球铰轴1的倾斜端面与所述多级滚道轴承环3倾斜端面相配并设有多级滚道，所述多级滚动体保持器4设置在所述多级滚道轴承环3与所述多级滚道球铰轴1的多级滚道处，进而使得所述多级滚道球铰轴1绕轴心旋转的同时，还承担来自所述球连杆的轴向推力，轴向推力由所述滚动体传至所述多级滚道轴承环3的滚道受力面，此时该滚道的受力面相对于轴承滚道的径向偏转了一个33度夹角，进而该滚道受力面对球连杆的轴向力的支持力获得了一个分力，该分力使得所述多级滚道球铰轴1的自定心旋转精度进一步提高。
图3是图1中所示缸体的示意性结构图。图4是图1中所示缸体与悬浮圈摩擦副工作状态时的示意性结构图。图5是图1中所示悬浮圈的示意性主剖视图。图6是图5的右视图。图7是图5的左视图。如图5-7所示，所述悬浮圈12一端面具有多个端面键121，每一端面键121的两侧的具有多个细油孔122。如图4所示，所述配油盘20的对应端面处设有与之相配的多个端面键槽，以逐级密封所述悬浮圈12与所述配油盘20接触端面的配油盘20高压油腔和悬浮圈高压油腔的高压油。如图3所示，所述缸体8的柱塞孔81底部开有腰形油孔82，两个相邻腰形油孔82之间有隔墙。
图8是图1所示重载直线滚动轴承与反向器装配在一起时的示意性立体图。图8A是图8所示重载直线滚动轴承与反向器装配在一起时的示意性装配图。图9是图1所示重载直线滚动轴承与反向器装配在一起时的示意性剖视图。图10是图1所示重载直线滚动轴承的示意性结构图。图11是图1所示反向器的示意性剖视图。图12是图11的右视图。如图8-8A所示，还可参见图9-图12，所述重载直线滚动轴承33具有反向通道331，反向通道331与承载滚道332呈成预设角度角度叠放。所述重载直线滚动轴承33具有凸起定位环333。每一反向器19具有对应的定位环槽191。两端的反向器19通过对应的定位环槽191与所述重载直线滚动轴承33的凸起定位环333配合，封闭并一一贯通各个钢球通道。
工作过程
本申请与传统的斜轴式变量液压马达泵的工作过程相似，相同部分不做大篇幅鳌述，这里具体描述以下特征工作环节：
第一，如图2中的滚动轴承力学结构示意图所示：多级滚道球铰轴1绕轴心旋转的同时还要承担来自球连杆5的轴向推力。此推力由滚动体30传至多级滚道轴承环3的滚道受力面。此时该滚道的受力面相对于轴承滚道的径向偏转了一个33度夹角。因此该滚道受力面对球连杆5的轴向力的支持力获得了一个分力，此分力使得多级滚道球铰轴1的自定心旋转精度进一步提高。此作用与多级滚道球铰轴1的轴与多级滚道轴承环3和球铰盘融为一体的高刚性设计作用一致，都是保证滚动轴承工作过程的旋转精度。发明人通过实验验证了多级滚道球铰轴1在额定载荷下的总变形量没有计算误差即0.00015毫米。如果包括加工工艺在内的尺寸精度形位精度不能达到设计要求，那么高承载密度的更低许用应力标准就不能达到，就会使轴承的总变形量增加而加大了摩擦系数，提升了功耗，缩短了使用寿命。
第二，如图1所示：配油盘20左侧的台阶面处增设了一套推力球轴承环来承担一部分缸体8右端面的压力。配油盘20处的推力轴承环13与缸体8右端配合，分担了缸体8作用在配油盘20左端面的压力，使得配油盘20左端镶嵌的悬浮圈12减小了总压力面积。因此悬浮圈12与缸体8的摩擦副功耗得到了初步降低，马达泵的转速也相应提高。
第三，如图4缸体8与悬浮圈12摩擦副的工作示意图所示，悬浮圈12右侧的端面键121与配油盘20左侧的端面键槽配合，逐级密封悬浮圈12与配油盘20接触端面的配油盘20高压油腔和悬浮圈12高压油腔的高压油。缸体8的柱塞孔81底部开有腰形油孔82。两个相邻腰形油孔82之间有隔墙。此隔墙端面与悬浮圈12左侧的高低压隔墙端面进行接触摩擦的过程中，高压腰形油孔附近高压区的液压油会通过悬浮圈12端面键121及左右的细油孔122，随着缸体8的旋转逐级通过悬浮圈12端面键121的间隙侧到达腰形油孔82之间隔墙的摩擦表面来建立完整的油膜。进一步提高了悬浮圈12与缸体8接触面摩擦副的线速度，由于此高压区的压力作用使端面键121的接触侧与配油盘20的端面键槽侧面紧密接触，所以连接高压油腔的高压区液压油不会泄入连接低压油腔的低压区。
第四，如图1所示，配油盘销轴27穿过缸体8没有铰链多级滚道球铰轴1，而是利用两套滚针轴承25定位了缸体8与配油盘20的形位精度。因此工作过程中箱体2在承受拉力弯曲变形时，配油盘20会连同缸体8同步轻微偏转角度，不会导致缸体8与配油盘20的摩擦副分离产生裂缝而渗漏液压油，从而提高了本轴向柱塞式液压马达泵的容积效率。
第五，如图8-图11所示，重载直线滚动轴承33两端的反向器19利用定位环槽191与重载直线滚动轴承33的凸起定位环333配合，封闭并一一贯通了十八个钢球通道。
第六，如图1所示，配油盘20、缸体8、轴承环11、瓦套轴承环26、配油盘销轴27、大变量球铰19、大变量球连杆18、小变量球连杆21等组合零件由大变量柱塞及小变量柱塞推动，绕箱体端盖14圆弧面与箱体瓦轴28圆弧面的同心圆圆心转动实现变量功能。如1-图2图可以看出本柱塞式变量液压马达泵不论排量多少，柱塞7都能运动至缸体8的柱塞孔81底。因此去掉了常规液压马达泵液压油被压缩的空腔，从而提高了本柱塞式变量液压马达泵的容积效率和总效率。
需要注意的是，除非另有说明，本申请使用的技术术语或者科学术语应当为本申请所属领域技术人员所理解的通常意义。
在本申请的描述中，需要理解的是，术语“中心”、“纵向”、“横向”、“长度”、“宽度”、“厚度”、“上”、“下”、“前”、“后”、“左”、“右”、“竖直”、“水平”、“顶”、“底”“内”、“外”、“顺时针”、“逆时针”、“轴向”、“径向”、“周向”等指示的方位或位置关系为基于附图所示的方位或位置关系，仅是为了便于描述本申请和简化描述，而不是指示或暗示所指的装置或元件必须具有特定的方位、以特定的方位构造和操作，因此不能理解为对本申请的限制。
此外，术语“第一”、“第二”等仅用于描述目的，而不能理解为指示或暗示相对重要性或者隐含指明所指示的技术特征的数量。在本申请的描述中，“多个”的含义是两个以上，除非另有明确具体的限定。
在本申请中，除非另有明确的规定和限定，术语“安装”、“相连”、“连接”、“固定”等术语应做广义理解，例如，可以是固定连接，也可以是可拆卸连接，或成一体；可以是机械连接，也可以是电连接；可以是直接相连，也可以通过中间媒介间接相连，可以是两个元件内部的连通或两个元件的相互作用关系。对于本领域的普通技术人员而言，可以根据具体情况理解上述术语在本申请中的具体含义。
在本申请中，除非另有明确的规定和限定，第一特征在第二特征“上”或“下”可以是第一和第二特征直接接触，或第一和第二特征通过中间媒介间接接触。而且，第一特征在第二特征“之上”、“上方”和“上面”可是第一特征在第二特征正上方或斜上方，或仅仅表示第一特征水平高度高于第二特征。第一特征在第二特征“之下”、“下方”和“下面”可以是第一特征在第二特征正下方或斜下方，或仅仅表示第一特征水平高度小于第二特征。
以上所述，仅为本申请较佳的具体实施方式，但本申请的保护范围并不局限于此，任何熟悉本技术领域的技术人员在本申请揭露的技术范围内，可轻易想到的变化或替换，都应涵盖在本申请的保护范围之内。因此，本申请的保护范围应该以权利要求的保护范围为准。

Claims (6)

1.一种斜轴柱塞式变量液压马达泵，其特征在于，包括：
箱体(2)，其处安装有大变量球连杆组件(A)和小变量球连杆组件(B)；
多级滚道轴承环(3)，嵌装在所述箱体的一端；
多级滚道球铰轴(1)，支撑在所述多级滚道轴承环处，其一端面处的圆周方向设有多个球铰(29)；
多级滚动体保持器(4)，设置在所述多级滚道轴承环与所述多级滚道球铰轴之间，其内装有滚动体(30)，所述滚动体、所述多级滚道轴承环及所述多级滚道球铰轴形成滚动轴承，所述滚动轴承配置成具有以承担轴向力为主的自定心运转性能；
箱体瓦轴(28)，安装在所述箱体中并位于所述多级滚道球铰轴的之后；
瓦套轴承环(26)，安装在所述箱体瓦轴的后端，其与所述大变量球连杆组件铰接；
箱体端盖(14)，安装在所述箱体中未安装所述多级滚道球铰轴的一端，其内表面为弧面；
配油盘(20)，其一端镶嵌悬浮圈(12)，悬浮圈配置成给配油盘的高低压隔墙处提供完整的润滑油膜，还配置成使得配油盘高压油腔的液压油不窜入低压油腔，另一端为圆弧面，圆弧面与所述箱体端盖的弧面相配合，其下端具有球铰，所述球铰与所述小变量球连杆组件形成铰链；
缸体(8)，其通过其内孔处的滚针轴承(25)和配油盘销轴(27)与所述配油盘连接，其外侧套装轴承环，通过保持器和滚动体连接所述瓦套轴承环，且支撑在所述箱体瓦轴处，所述缸体一端面处安装推力轴承环(13)，并通过保持器和滚动体支撑在所述配油盘处，其圆周方向具有多个孔道，所述多个孔道的数量与所述多级滚道球铰轴的多个球铰的数量相配，每一孔道包括对应的直线轴承孔及柱塞孔(81)，每一直线轴承孔用于安装对应的重载直线滚动轴承(33)，每一柱塞孔用于安装对应的柱塞(7)，每一柱塞中安装有柱塞球铰(10)，每一柱塞通过重载直线滚动轴承支撑，每一重载直线滚动轴承的两端组装有反向器(19)，以成倍增加滚道数量，提高承载密度；和
多个球连杆(5)，与所述多级滚道球铰轴的多个球铰相配，每一球连杆的一端通过回程盘(6)压装在所述多级滚道球铰轴处，并与对应球铰形成铰链，每一球连杆的另一端通过对应的柱塞球铰与柱塞铰链，通过柱塞内镶套(9)与孔用弹性挡圈固定，整体装入对应的重载直线滚动轴承的内孔与所述缸体的柱塞孔内部；
其中，配油盘的摆动中心配置在柱塞球连杆球铰的轴端象限点附近。
2.根据权利要求1所述的斜轴柱塞式变量液压马达泵，其特征在于，所述大变量球连杆组件(A)包括大变量球连杆(18)、二级大变量柱塞(17)、初级大变量柱塞(16)、大变量柱塞油缸(15)及大变量油缸端盖(32)，其中，大变量球连杆的下端球头与所述瓦套轴承环上端球铰形成铰链，大变量球连杆的上端球头与二级大变量柱塞形成铰链，二级大变量柱塞与初级大变量柱塞套装，一同装入大变量柱塞油缸内部，大变量柱塞油缸通过螺纹与所述箱体连接，大变量柱塞油缸的上端通过螺纹连接大变量油缸端盖。
3.根据权利要求1所述的斜轴柱塞式变量液压马达泵，其特征在于，所述小变量球连杆组件(B)包括小变量球连杆(21)、二级小变量柱塞(22)、初级小变量柱塞(23)、小变量柱塞油缸(24)和小变量油缸端盖(31)，其中，小变量球连杆的上端球头与所述配油盘的下端球铰形成铰链，小变量球连杆的下端球头与二级小变量柱塞形成铰链，二级小变量柱塞与初级小变量柱塞套装，一同装入小变量柱塞油缸内部，小变量柱塞油缸通过螺纹与所述箱体连接，小变量柱塞油缸的下端通过螺纹连接小变量油缸端盖。
4.根据权利要求1所述的斜轴柱塞式变量液压马达泵，其特征在于，所述多级滚道轴承环(3)具有倾斜端面，所述倾斜端面处具有多级滚道，所述多级滚道球铰轴(1)具有倾斜的端面，所述多级滚道球铰轴的倾斜端面与所述多级滚道轴承环倾斜端面相配并设有多级滚道，所述多级滚动体保持器设置在所述多级滚道轴承环与所述多级滚道球铰轴的多级滚道处，进而使得所述多级滚道球铰轴绕轴心旋转的同时，还承担来自所述球连杆的轴向推力，轴向推力由所述滚动体传至所述多级滚道轴承环的滚道受力面，此时该滚道的受力面相对于轴承滚道的径向偏转了一个33度夹角，进而该滚道受力面对球连杆的轴向力的支持力获得了一个分力，该分力使得所述多级滚道球铰轴的自定心旋转精度进一步提高。
5.根据权利要求1所述的斜轴柱塞式变量液压马达泵，其特征在于，所述悬浮圈(12)一端面具有多个端面键(121)，每一端面键的两侧的具有多个细油孔(122)，所述配油盘的对应端面处设有与之相配的多个端面键槽，以逐级密封所述悬浮圈与所述配油盘接触端面的配油盘高压油腔和悬浮圈高压油腔的高压油，所述缸体的柱塞孔底部开有腰形油孔(82)，两个相邻腰形油孔之间有隔墙。
6.根据权利要求1-5中任一项所述的斜轴柱塞式变量液压马达泵，其特征在于，所述重载直线滚动轴承(33)具有反向通道(331)，反向通道与承载滚道(332)呈成预设角度角度叠放，所述重载直线滚动轴承具有凸起定位环(333)，每一反向器具有对应的定位环槽(191)，两端的反向器通过对应的定位环槽与所述重载直线滚动轴承的凸起定位环配合，封闭并一一贯通各个钢球通道。
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