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1、轴向柱塞泵与轴向 柱塞马达,通常把利用柱塞底部密封空间工作的液压泵称为柱塞泵。柱塞泵根据柱塞与转子的位置关系分为两大类，一类柱塞的轴线与转子的轴线一致，称为轴向柱塞泵；一类柱塞沿转子的半径方向布置，称之为径向柱塞泵。轴向柱塞泵具有结构紧凑、单位功率体积小、重量轻、工作压力高、容易实现变量和变量方式多等优点，轴向柱塞泵的缺点是对油液污染较敏感、对油液清洁度要求较高、对材质和加工精度要求亦较高、使用和维护要求比较严、价格昂贵。轴向柱塞泵广泛应用于在工程机械、船舶甲板机械、冶金设备、火炮和空间技术等领域。,一.轴向柱塞泵的分类 按配流方式轴向柱塞泵分为阀式配流轴向柱塞泵和配流盘配流轴向柱塞泵量（又称
2、为端面配流轴向柱塞泵）大类。配流盘配流的轴向柱塞泵根据结构特点又分为斜盘式和斜轴式两类。斜盘式指传动轴轴线与缸体轴线一致，与圆盘轴线倾斜；斜轴式指传动轴轴线与圆盘轴线一致，与缸体轴线倾斜。,斜盘式轴向柱塞泵根据传动轴是否穿过斜盘分为通轴式和半轴式（又称非通轴式），穿过斜盘的称为通轴式轴向柱塞泵；没有穿过斜盘的称为半轴式轴向柱塞泵。,二.轴向柱塞泵的工作原理1.斜盘式轴向柱塞泵的工作原理,图3-4-2为斜盘式轴向柱塞泵的工作原理图。柱塞安放在缸体上均布的缸孔之中（缸体上一般均布着79个缸孔），配流盘两腰形槽的对称线与斜盘的上死点（此时柱塞全部伸出）和下死点（此时柱塞全部缩回）的连线在一个平面上。
3、在柱塞的底部由柱塞、缸孔和配流盘形成了多个密封工作腔，由于配流盘隔墙的分隔作用这些工作腔一部分通过配流盘左边的腰形槽与吸油口相通；一部分通过配流盘右边的腰形槽与排由口相通；还一部分处在左右腰形槽之间的过渡区间。,当传动轴带动缸体按图示方向旋转时，柱塞一方面随着缸体作圆周运动，一方面在斜盘和柱塞底部弹簧力的作用之下向对于缸体作直线往复运动。柱塞由上死点向下死点运动过程中，处在配流盘的左半部，在斜盘的强制作用下柱塞向缸孔内缩回，柱塞底部的密封空间收缩，于是一部分液体被强制通过缸孔底部的小腰形槽、配流盘左边腰形漕和排油口排出，这就是排由过程。当住塞运动至下死点时，密封工作腔达到了最小值，排油结束。随
4、着缸体的旋转，柱塞又由下死点向上死点运动。,在弹簧力的作用下，柱塞线外伸出，柱塞底部的密封空间增大形成真空，油箱中的液体在大气压力的推动之下经过吸有管路、吸油口、配流盘右侧的腰形窗口进入密封空间，填补真空，当柱塞运动之上死点密封空间达到最大值，吸油结束。由于柱塞泵油多个柱塞且在缸体圆周上是均布的，所以在任意瞬时配流盘的左侧和右侧腰形槽均有密封工作腔存在，于是当缸体连续旋转时，泵就可以连续的吸油和排油了。柱塞的行程由斜盘的倾斜角度决定，的大小发生变化，则泵的排量发生变化，柱塞泵就成为变量泵了。,2.斜轴式轴向柱塞泵的工作原理斜轴式轴向柱塞泵的柱塞通过连杆与交接盘（主轴法兰）铰接，并由于连杆的强制
5、作用使柱塞产生往复运动。,如图3-4-3所示，法兰传动轴1为输入轴，轴的前端做成法兰盘状，盘上有Z个球窝（Z为柱塞数），均布在同一个圆周上，用以支承连杆2的球头，并用压板与法兰盘连在一起形成球铰，连杆2的另一端球头铰接在柱塞4上，柱塞装在缸体3的柱塞缸孔中。这种泵的传动轴和缸体轴线倾斜一个角度，故称斜轴式轴向柱塞泵。当传动轴转动时，连杆2推动柱塞在缸孔中作往复运动，同时连杆的侧面带动柱塞连同缸体一起旋转，只要设计得当，可以使连杆2的轴线和缸孔轴线间的夹角很小，因而柱塞4上的径向作用分力以及缸体上的径向作用分力都很小。这对于改善柱塞和缸体间的摩擦、磨损以及减小缸体的倾覆力矩都有很大好处。由于上述
6、径向力的减小，传动轴和缸体轴线的倾角可以做得较大，一般max可达25个别达40。,二.轴向柱塞泵的流量计算1.斜盘泵的流量计算1）斜盘泵的排量由3-4-2可知转子转动一周所有的柱塞所形成的密封工作腔都进行了一次吸油和一次排油。柱塞由上死点运动至下死点完成一次排油。设柱塞的直径为d、柱塞的分布圆直径为D、斜盘的倾斜角度为，则由上死点到下死点时柱塞相对于缸孔运动的行程L为,排量q为,2）斜盘泵的理论流量Q为,2.斜轴泵的流量计算1）斜轴泵的排量q由3-4-3可以看出，转子转动一周，每一柱塞的排油行程L均为,所以，斜轴泵的排量为,斜轴泵的流量Q,式中 L柱塞行程；D柱塞分布圆直径；斜盘倾角；d柱塞直
7、径；z柱塞数；n转速；传动轴与缸体夹角。,三.斜盘式轴向柱塞泵的常见结构轴向柱塞泵的结构形式种类较多。我国较早自行研制的有斜盘泵CY（340）和ZB（341）两大系列，它们均属于半轴式轴向柱塞泵。目前在工程机械等领域广泛应用着的还有Sundstarand（342）、Dynapower（343）、A4V（344）等，属于通轴式轴向柱塞泵。下面介绍常见的轴向柱塞泵的结构。,1.CY141B型轴向柱塞泵,如图3-4-3所示。CY141B型轴向柱塞泵外观上由前泵体、后泵体和泵盖（或变量机构）三部分组成。传动轴将原动机的动力输入，通过花键驱动缸体旋转，缸体上一般开有79个柱塞缸孔，每个缸空中均装有一个柱
8、塞，柱塞泵就是靠柱塞底端密封工作腔容积的变化工作的。柱塞的另一端为球头结构，它与滑靴上的球窝铰接在一起。在工作时滑靴将贴在斜盘上滑动。为了保证滑靴在工作时不脱离斜盘表面和柱塞泵吸油时柱塞向外伸出，将滑靴套入回程盘的的对应的孔中，并通过集中返回弹簧的弹簧力将滑靴压在斜盘上。,集中返回弹簧装在传动轴的部分中空的孔中，它一方面通过钢球、回程盘将滑靴压向斜盘，其反作用力通过套筒将缸体压向配流盘，以保证缸底和配流盘之间的初始密封。配流盘介于缸体和前泵盖之间，其作用是通过配流盘上的两个腰形窗口将柱塞底部的密封工作腔与前泵盖上的进出油口沟通。变量机构的作用是通过控制斜盘的倾角控制柱塞的行程达到改变泵的排量的
9、目的。斜盘上两个耳轴担在变量壳体上的两块铜瓦上，斜盘可绕铜瓦的中心旋转。变量活塞上的销轴嵌入斜盘的尾槽之中，当变量活塞上下移动时可操纵斜盘绕铜瓦中心旋转，改变泵的排量。,另外，传动轴的一端支承在短柱滚子轴承和向心球面球轴承上，另一端支承在缸体上。如图3-4-4所示，斜盘对柱塞的反作用力可分解为沿柱塞轴线方向的轴向力，和与柱塞垂直的径向力，径向力通过柱塞将传递给缸体，如不采取措施此力将传递给传动轴。分析表明出在高压区的柱塞产生的径向合力，通过缸球19的中心，并竖直向上。为此缸体外大轴承设置在图示位置，承担全部径向力，使传动轴就可免受弯曲应力的作用。因此半轴式轴向柱塞泵的传动轴往往较细，当冲击载荷
10、作用在传动轴上时，轴的弹性变形可吸收冲击载荷。但是由于缸体外大轴承承担了全部的径向力，使半轴式轴向柱塞泵的压力和转速的提高受到了限制。,2.ZB型轴向柱塞泵（图3-4-5）,ZB型轴向柱塞泵的结构基本与CY141型轴向柱塞泵相似，两种结构的不同点是：1）ZB泵的外观由泵体和后泵盖（或变量机构）两部分组成，因而结构较紧凑。CY141B泵的泵体分为前泵体和后泵体两部分，泵体与配流盘表面接触处平面的加工工艺性较好。2）ZB泵的传动轴由轴套和芯轴两部分组成，此结构非常适合发动机驱动液压泵这种震动较大驱动方式，因而在工程机械上应用较为广泛。CY141B泵传动轴为整体式结构。3）ZB泵通过安装在传动轴输入
11、端的弹簧将缸体拉向配流盘，保证缸底与配流盘的密封，并且缸体与,配流盘之间的预紧力可以调节；在传动轴另一端的集中返回弹簧保证滑靴贴在斜盘上滑动，另外也对缸底和配流盘的密封起辅助作用。CY141B泵无预紧弹簧，集中返回弹簧不仅保证滑靴不脱离斜盘表面，还保证缸体对配流盘的预紧力。4)ZB泵结构对称能够逆转，可以作为液压马达使用。CY141泵不能逆转，不能作液压马达使用。3.SUNDSTRAND轴向柱塞泵（图3-4-6）该泵为通轴式轴向柱塞泵，其缸体由支承在两个滚子轴承上的传动轴驱动，泵的后端装有辅助泵，用于操纵变量机构和系统补油（该泵可用于闭式系统）。缸体采用钢基孔内镶铜套，配流盘端面附加,一个青铜
12、衬板与缸制配流盘组成一对摩擦副。变量泵采用两个直径相等的变量缸推动斜盘，由于变量斜盘支承在滚动轴承上，而且变量缸直径较大，故变量机构操纵压力较低。变量缸中的弹簧，当发动机熄火时，可使斜盘自动回零，使泵在零偏角下启动，保证了车辆的安全。该泵的额定压力和最高压力分别为21Mpa和35Mpa。,该泵为通轴式轴向柱塞泵，其缸体由支承在两个滚子轴承上的传动轴驱动，泵的后端装有辅助泵，用于操纵变量机构和系统补油（该泵可用于闭式系统）。缸体采用钢基孔内镶铜套，配流盘端面附加一个青铜衬板与缸制配流盘组成一对摩擦副。变量泵采用两个直径相等的变量缸推动斜盘，由于变量斜盘支承在滚动轴承上，而且变量缸直径较大，故变量
13、机构操纵压力较低。变量缸中的弹簧，当发动机熄火时，可使斜盘自动回零，使泵在零偏角下启动，保证了车辆的安全。该泵的额定压力和最高压力分别为21Mpa和35Mpa。,五.斜盘泵主要零件分析斜盘泵通常有滑靴与斜盘、柱塞与缸孔和缸底与配流盘三对主要的摩擦副，它们也是泵的易损部位。下面对这三个摩擦副的结构进行分析。1.滑靴与斜盘,（1）静压支承的概念静压支承是在摩擦副中引入外加有压油液，在摩擦面上产生一个与负载相反的力，如果这个力与负载相平衡，那么摩擦副之间可以形成油膜而使壁面完全不接触。如果液压反力小于负载，虽然不能使壁面之间形成油膜而使壁面之间脱离接触，但由于壁面之间的粗糙度可以渗入有压液体，不仅使
14、压紧力大为减小，而且能起润滑作用从而改善工作条件。前者称为完全平衡型静压支承，后者称为不完全平衡型静压支承。,由于形成油膜，完全平衡型静压支承摩擦力很小，可以避免磨损，但泄漏量较大。不完全平衡型静压支承则基本无泄漏，但由于壁面并不完全脱离接触，液体摩擦和固体摩擦并存，摩擦力稍大，且仍存在磨损的危险性。不完全平衡型静压支承在液压技术中被广泛采用。静压支承可以做成各种形式，但不论他的形式如何，至少有一个油腔且油腔内的有压油液须从包围油腔的壁缝泄漏，通常这个壁缝称为节流边，油腔内的油液压力和节流边内的压力产生的力即为承载能力。,由于节流边的压力分布规律与油腔内的压力分布规律有关，对于一定几何形状的支
15、承的承载能力决定于油腔内压力。如果油腔内的压力不变，承载能力也就不变，但负载却往往是变动的，这样油腔内压力不变的支承就不能适应可变负荷。为此需采取措施，使油腔内的压力在一定范围内能随负荷的变化而变化。其办法就是在油腔之前装置阻尼器，使支承具有双重阻尼，即进口阻尼和节流边阻尼。前者与后者协同调节油腔内压力。由于通过阻尼器的流量和通过节流边的流量是相等的，当负载上升使油膜厚度减小，使节流边的节流作用加强泄漏量减小，进而使阻尼器压降减小油腔内压力上升，重新与负载达到平衡。即由于采用了双重阻尼，引起了油腔内压力的反馈作用，构成一个自动调节的闭环系统，使支承能适应负载的变化。,（2）滑靴与斜盘间的不完全
16、平衡型静压支承,如图3-4-8所示，柱塞采用中空结构，其球头部位铣掉一块，使液压油对球头处的球铰润滑。然后经过滑靴上的阻尼小孔，进入油室c然后经滑靴与斜盘间的周边缝隙进入泵体。由于缝隙很小，液体在缝隙中的流速较小，油室的过流面积远大于缝隙处的过流面积，根据流动液体的连续性方程可知，油室中液体的流速极小，因此可近似认为等于零。根据液体静力学原理，油室中所有各点的压力相等，于是产生了图示的液体压力的分布规律，对滑靴形成了一个反推力，即静压支承。,设处在高压区的柱塞底部的压力为p、柱塞的直径为d、油室c的直径为D1、滑靴直径为D2，则作用于柱塞底部的力F为,此力将滑靴推向斜盘，导致滑靴和斜盘之间通过
17、存在于它们之间的承压油膜相互作用。根据理论力学可知，承压油膜将产生对滑靴的反作用力N。反作用力N的大小与滑靴对油膜的压紧力相等、方向相反。它由两部分组成承压油膜的反推力；承压油膜的支撑力。,1.承压油膜的反推力由于滑靴周边缝隙的强大的阻尼作用，油室内的油液压力可近似认为等于排油腔压力，滑靴外密封带上的压力分布规律近似认为按线性规律分布（图444），所以承压油膜的反推力N1为,2.承压油膜的支撑力N2（又称为剩余压紧力）,N在数值上与滑靴对油膜的压紧力相等，方向相反，其大小为,所以,承压油膜靠自身的强度和柱塞由低压到高压有一个挤压过程可以承受压力，另外油液从内向外流动时，由于摩擦生热会产生热膨胀
18、，也可以承担一定的压力。虽然上述两个力随着压力得上升因为液体受到压缩而得到加强，但是其强度仍然较小。支撑力过大时将造成油膜破裂，引起滑靴和斜盘的干摩擦，导致“烧靴”现象的发生。为此设计时通常根据经验，取,式中 m压紧系数。,应当指出滑靴处的静压支承是一个不完全的静压支承，因为完全的静压支承的反推力N1应等于压仅力N，这是柱塞泵在结构上是无法实现的，同时如果实现也会由于间隙过大而造成泵的容积效率过低，这是不能接受的。柱塞泵的这种近似的静压指承，只要适当的选取压紧系数，不仅保证了泵的使用寿命还保证了泵工作时具有较高的容积效率，因此这种设计思想在泵类元件中获得了普遍的应用。,在减小支撑力的同时，在结
19、构上还要采取增大接触面积的措施（通常称为辅助支撑面）减小接触面积上的比压值。为此出现了许多结构种类的滑靴。图3-4-9所示为几种滑靴结构的示意图。图3-4-9a为一般滑靴结构，其外辅助支承面可减小支撑力产生的接触比压；图3-4-9b所示的内辅助支撑的好处是增加承压面积的同时不增大滑靴的尺寸；图3-4-9c采用了滑靴、斜盘缝隙阻尼与螺旋槽并联的形式。,2.柱塞与缸孔 图3-4-10所示泵在工作时处在高压区的柱塞受力图。（1）斜盘对滑靴的反作用力 垂直与斜盘表面的斜盘对滑靴的反作用力可分解为沿柱塞轴线方向的分力和垂直于柱塞的分力。前者与柱塞底部高压油产生的推力平衡，后者使柱塞在缸孔中倾斜。（2）油
20、液压力 作用在柱塞底部的油液压力是产生斜盘对滑靴的反作用力的原因。（3）斜盘对滑靴的侧向力产生,方向相反的合力为R1、R2。由力学可知，当认为活塞变形很小时，在侧向分力Nsin的作用下，缸孔因弹性变形所产生的分布应力为1和2如图所示。,（4）离心力、返回弹簧力和摩擦力等。在侧向力的作用下，柱塞和缸孔产生摩擦，造成柱塞和缸孔的磨损。由于缸孔表面一般采用度铜结构，所以通常缸孔的磨损更为严重，长期使用的轴向柱塞泵的缸孔由于磨损往往发生了变形，造成泵容积效率的下降,3.配流盘与缸底（图37缸底与配流盘结构示意图）处在高压区的柱塞底部的高压油一方面将柱塞推向斜盘，另一方面产生压紧力将缸体压向了配流盘。配
21、流盘高压区腰形槽的高压油渗入两者的缝隙之中对缸体产生了反推力。虽然配流盘表面油液压力的平均值小于高压腔油液的压力值，但是它的作用面积较大，有可能使反推力大于压紧力，从而将缸体推开，造成高低压腔的串通，泵无法工作。为了保证缸体不背推离配流盘，需要减小反推力。为此可将配流盘的外圆和内圆各铣掉一块环形面积。在设计时通常使压紧力N与反推力F的比值m为,铣掉环形面积保证上式的成立，可使压紧力稍大于反推力。由于轴向柱塞泵的压力较高，同时缸体对配流盘剩余压紧力（NF）的作用面积过小（仅为内外密封带和高低压腰形槽之间的隔墙），造成承压油膜的接触比压过大，进而引起油膜破裂，缸底与配流盘之间产生干摩擦。为了防止这
22、种现象的发生，配流盘采用了在不增加反推力的同时，增加配流盘与与缸底接触面积的措施，即设置了辅助支撑面减小配流盘与缸体的接触比压。上图所示的配流盘采用热楔支承。泄油槽5使辅助支承内、外圆均与泵体内压力相等（即为泄漏油压力）。当缸体高速旋转时，辅助之承面上一层极薄的油膜受到了很大的剪切力。由于内摩擦力的作功,由液发热并膨胀，以至产生压力流动。这就意味着在支承面上的压力大于壳体内的泄油压力，因而产生推力，故称热楔支承。如果油液厚度变大，则油膜中速度梯度减小，剪切力随之减小，发热量减小，推力减小。于是缸体的压紧历史油膜厚度减小。所以热楔支承在一定程度上能使油膜厚度维持在一定范围内。图349所示为带有动
23、压支承结构的配流盘。它的辅助支承做成略带倾斜的小平面（图339断面AA）。当缸体转动时，形成楔形油膜产生轴向推力。这种支承油较大的承载能力，但是加工较困难。,泵的加工、装配误差可能造成缸体端面与配流盘端面的不平行。对通轴式斜盘泵来讲，主轴的挠曲变形也可能造成缸体倾斜。为了使缸体和配流盘能很好的贴紧，所有的轴向柱塞泵均在结构上采用自位措施，使配流盘（或缸体）端面自动适应缸体（或配流盘）端面的微量倾斜。图3-4-13所示的球面配流盘具有良好的自位性能，即使缸体相对传动轴轴线有些倾斜，仍能保证缸低和配流盘表面的密合。,为了保证高低压强之间的密封形和防止柱塞底部的密封工作腔在由高压到低压（或由低压倒高
24、压）的交接过程中发生液压冲击，柱塞底部的小腰形槽间隔角小于配流盘高低压腔腰形槽之间的隔墙的间隔角。有些配流盘还采取使配流盘腰形槽的对称轴线相对于斜盘上下死点连线沿旋转方向转动一个角度的措施（如国产CY141型轴向柱塞泵旋转了6），实现在油低压（高压）到高压（低压）的过程中室密封容积在封闭的状况下加压（减压）。以减小由于压力突变而造成的液压冲击。由于封闭加压（减压）时柱塞沿泵的轴线方向的行程是固定不变的，所以加减压造成的压力上升或下降的数值时一定的。,然而液压泵的压力由负荷决定，这就导致泵的压力与加减压造成压力的差别，因此仅仅依靠封闭加减压不能很好的消除液压冲击。为此在封闭加减压措施的基础上，在
25、配流盘的隔墙处通常还开设减震三角槽活减震阻尼小孔（如图347）。当吸油还未结束时，通过减振槽或阻尼小孔已经使柱塞底部的密封工作腔与排油腔微微相通，排油腔油液经过这条通道进入密封工作腔，使工作腔压力上升。随着缸体的转动，减振槽或减振孔的通流面积逐渐增大，阻尼作用逐渐减小，密封工作腔压力上升速度加快。当密封工作腔进入排油腔时其压力已经基本上与排油腔压力相等了。,此措施不仅使配流盘的受力条件得到了改善，还大大的减小了由与压力冲击而产生的噪声。采用减震槽或减震阻尼孔在排油结束转入吸油腔的过程与前述相同，不再赘述。,六.轴向柱塞泵的变量机构轴向柱塞泵变量方便和变量的方式多也是其获得广泛应用的原因。现代的
26、轴向柱塞泵普遍的采用了集成结构，泵体上通常都带着安全法和用于控制排量的电液比例阀以及各种用于特殊目的的阀类。轴向柱塞泵的作用是：操纵斜盘倾角（斜轴泵为缸体倾角）的大小和方向，改变泵的排量，甚至泵的进出油口。由于通过泵的排量的变化去控制执行元件的速度的调速方式，可减小液压系统的功率损失提高系统效率，所以变量轴向柱塞泵在大功率液压系统中（如工程机械液压系统）应用较为广泛。,1.手动变量机构如图3-4-14所示，手动变量机构由手轮1、锁紧螺母2、调节螺杆3、变量活塞4、销轴5、斜盘6和变量壳体等零件组成。,2.液压伺服变量如图3-4-15所示为液压伺服变量机构的工作原理图。一个双边控制阀和一个差动液
27、压缸组成一个伺服系统。伺服活塞移动的能源取自泵本身。当伺服阀芯左移时，A腔经油路D与O相通。A腔因回油至油箱而压力降低，这时由于,差动活塞左移，改变斜盘的倾斜角度实现变量，直至差动活塞移动的距离等于伺服阀芯移动的距离时，差动活塞本身切断D与O的通路而停止左移。当伺服阀芯右移时，油路C使B腔与A腔沟通，两腔压力相等均为ps但是由于F1大于F2使,在ps（F1F2）的作用下，差动活塞跟踪伺服阀芯右移，改变斜盘的倾斜角度实现变量，直至差动活塞移动的距离等于伺服阀芯移动的距离差动活塞本身切断了油路C而停止运动。图3-4-15所示国产CCY141B形轴向柱塞泵机采用了这种一个双边控制阀和一个差动液压缸组
28、成一个伺服系统。,5.恒功率变量,图355为 CY141型轴向柱塞泵恒功率变量机构。该变量机构由差动活塞2、四幅滑阀3、芯轴4、外弹簧5、内弹簧6、调节螺钉7、外弹簧套8、内弹簧套9、单向阀9等零件组成。四幅滑阀3装在变量活塞2种。刚性反馈，伺服阀为双边控制阀。控制信号为泵的出口压力。其工作原理是：当滑阀3在外弹簧5与压紧力作用下处于图示位置时，环槽c打开，泵的压力油径单项阀1、下腔使a、通道b、环槽c进入上腔室e，由于此时环槽g被伺服滑阀封闭，或塞上下腔压力相等，均为p，但活塞上腔有效作用面积大于下腔有效作用面积，因此变量活塞处于最下端位置，斜盘倾角最大，即,=max，泵的流量最大。当泵的出
29、口压力p小于变量机构的起调压力p0，即,式中 T0外弹簧与紧力；d1滑阀小径；d2滑阀大径。时，变量活塞不动，斜盘倾角为=max。当泵的出口压力大于变量机构弹簧的预紧力，即,时伺服滑阀上移将环槽c封闭，滑阀中心孔与g室连通，于是活塞上腔油室e中液体经fg滑阀中心通孔进入泵的壳体，然后经泄漏油口流回油箱，于是e室油压下降，变量活塞原有的平衡破坏，向上的推力大于向下的推力，变量活塞跟随伺服滑阀上移并通过销子拨动斜盘时斜盘倾角减小，直至活塞的上移将f与g之间的通路切断，由于e腔液体无处流动，变量活塞停止运动。变量活塞移动的距离由伺服滑阀决定。当在压力p下滑阀恢复平衡时，可写出滑阀的受力平衡方程式：,
30、式中 k1外弹簧刚度；x以预紧状态为基准的弹簧压缩量，即在零开口状态下滑阀的位移量。油上式可求得变量活塞的位移量为x。泵的理论流量为：,式中 d柱塞直径；Z柱塞数；D柱塞分布圆直径；N转速；xmax斜盘倾角为max时效中心矩轴线的距离；k1外弹簧刚度。由上式可以看出，泵的流量Q随其出口压力按线性规律下降。随着泵的出口压力的增大，外弹簧的压缩量也在增大，当伺服滑阀触及内弹簧之后的位置处于平衡状态时，伺服阀芯的平衡方程式为：,式中 k2内弹簧刚度；x0内弹簧未参加工作之前外弹簧的最大压缩量。,可见，触及内弹簧后，Qp关系曲线的斜率将发生变化，泵的流量Q随出口压力变化而变化地量减小。当调节杆触及限位
31、螺钉后，压力在提高弹簧的压缩量不在变化，伺服阀芯和变量活塞也不再动作，泵的排量不在变化。另外通过调节外弹簧弹簧套和内弹簧弹簧套的位置可以调节外弹簧和内弹簧的开始工作点并改变折线的位置，如图中所示。当泵的压力下降时，伺服滑阀下移变量活塞跟踪下移，斜盘倾斜角度增加，排量增大，工作原理与上述类似。恒功率变量机构采用自供油的方式。图356所,图356所式的恒功率变量机构的进油道仅与某一个油口相通（排油口），故吸、排油口不能改变，只能单向变量。七.轴向柱塞马达（一）轴向柱塞马达的工作原理 1.斜盘式轴向柱塞马达的工作原理,图358所示为斜盘式轴向柱塞马达的工作原理图。当通过配流盘左侧的配流窗口向柱塞底部
32、的密封工作腔注入高压油时，油液压力推动柱塞将滑靴压向斜盘，斜盘将对滑靴产生一个反作用力N，反作用力N可以分解成沿柱塞轴线方向的分力Ff和与柱塞垂直的分力F，其中分力F对回转中心形成力矩。由于斜盘的上死点（柱塞伸出最大值）和下死点（柱塞缩回的最大值）的连线与配流盘两腰型槽的对称轴线在同一平面上，且柱塞在缸体上是均匀分布的，因而在任意瞬时高压区总有34（若柱塞数为9时，则由45个柱塞）处在高压区。处在高压区的柱塞均受到力N的作用，因而也均存在分力F，各柱塞的分力F到轴心的距离虽然不同，,但所形成扭矩的方向是相同的，其合力矩通过柱塞、缸体驱动传动轴转动。所以当连续向液压马达提供压力油时，液压马达将带动负载连续的回转。将液压马达的进出油口对调液压马达将反向旋转，工作原理同上。若减小斜盘的倾斜角度，液压马达的排量减小，由公式,可知，当输入流量不变时，转速将提高。但是当负载力矩不变时，系统压力也将提高。另外，不改变进出油口而改变斜盘的倾斜方向时液压马达的旋转方向将发生变化。,
