本发明与旋转式液压装置有关，更具体地说与旋转式轴向柱塞液压泵和液压马达的出、入口的定时有关。

为了方便起见，本发明将结合其实施在一轴向变排液量柱塞泵的最佳实施例来进行说明，但是可以理解本发明的原理也同样可适用于所谓斜轴式的柱塞泵以及相似结构的液压马达。

常规的轴向变排液量柱塞泵包含有一壳体，在壳体内，缸体连接到转动的驱动轴上。该缸体包含有多个绕着该转动轴线按圆周排列的转缸腔室，对应的多个柱塞可滑动地放置其相应的转缸内。柱塞与斜盘式凸轮相啮合，此斜盘凸轮在泵壳体内的位置可以改变，用以共同地调整转缸内柱塞的行程或排液量。缸体转动靠压在带有弧形出、入口的腰子形槽的阀板上，该腰子形槽以众所周知的方式在柱塞作往复运动的缸腔的端孔和泵壳体上的出、入通路与出、入口之间提供合适的相位或定时的连通。

借助于上述槽的端部按圆周排列定位在阀板上进行对柱塞泵的定时，包括在某角度位置匹配泵缸压力和出入通道压力，在该角度位置缸开始通过上述槽与进口孔和出口孔连通。这样，泵的定时一般说来仅对一种工况最佳，即包括了进和出口压力、泵速度、流体流量、流体温度和流体类型的一种设计组合。当泵偏离这些最佳或设计工况时，就会在缸体内产生的流体压缩不足或压缩过度，引起定时槽边缘出现大的流体速度、噪音和流体气蚀、泵的磨损以及流动脉动形成的压力波动的现 象。所有这些作用在可控液压流体通路中都是不希望出现的。

美国专利4，175，472公开一旋转式轴向柱塞液压泵，该泵具有一阀装置用以改变在进口和出口孔的有效出、入口定时。其阀元件对进口和出口孔之间的液体压力差有反应。于是，出现了一个问题，即作用在阀元件的阀板出口孔的瞬时压力变化，可能不符合需要地改变阀元件的位置及在泵出、入口的定时。

在压力不变的情况下，改变泵的排液量是操作泵的正常作法。然而，以微处理机为基础的调节系统，在多个所希望的其他泵的操作模式中，诸如常流量和常动力工作模式中，提供加强的调节的便利。然而，在不符合泵设计的条件下，泵的定时就不是最佳的，结果导致出现上面所说的各种问题。

本发明总的目的是提供一种旋转式液压装置，诸如轴向变排液量柱塞泵，在此泵中出、入口的定时随工况而变。本发明的更具体的目的是提供具有上述性能的轴向柱塞泵，对二个工况，特别是对大的和小的输出压力工况，它的定时是最佳的。这样，本发明的另一更具体的目的是对旋转式轴向柱塞泵，诸如变排液量柱塞泵，提供双压力定时。

按照本发明，一旋转式轴向柱塞泵包括一壳体，安装以环绕壳体内的一轴线而转动的一转动轴，一缸体与该转动轴相连用以在壳体内与该轴共同转动，并至少有一个、最好有多个沿圆周方面平行排列并环绕该轴线安置的转缸。柱塞安置在各转缸内作往复运动，该柱塞连到一斜盘上以决定缸内柱塞的排液量。一阀板附加在壳体内用来与旋转的缸体进行贴面啮合。阀板包括在相应于转缸转动轴线一个半径的距离处有一弧形槽，当该转缸与槽对正时，分别把转缸连接到轴向柱塞泵的进、出口孔。

根据一个表征本发明的一个方面的显著特点，阀板包括分别装在该板上靠近弧形槽处的该第一和第二压力阀，并对流体的压力作出反应使 该转缸通向邻近的槽，从而，在效果上延伸了该槽的弧形尺寸，并作为液体压力的函数而改变轴向柱塞泵的定时。在本发明的最佳实施例中，具体应用于一轴向变排液量柱塞泵的双压力定时，压力阀装在阀板之内，相对于转动轴和缸体的转动的预定方向靠近对应的第一槽和第二槽的前缘，为的是作为泵输出压力的函数，有效地提前和滞后泵的定时。每个压力阀有一位于有关的径向孔内的阀芯，阀芯有一缩腰部用来有选择地联结从径向孔到阀板上的转缸啮合面和到邻近的阀板槽延伸的阀通路。一导向通路从各个径向孔内端延伸到与泵的流体出口孔有关的阀板槽，一个螺旋弹簧在阀板和每个阀芯的外端之间保持在压缩状态，阀板装在泵壳内含有在壳体压力下的流体的腔室内，而阀弹簧被一具有阻尼孔的保持架保持在阀板内，通过该阻尼孔，流体可在壳体压力下流入或流出该弹簧腔室。此外，在本发明中，通过提供以各由一有关的弹簧啮合的独立的阀及通过该阻尼孔将阀元件偏置弹簧腔室通向壳体压力，就能克服上述因瞬时压力变化而导致出现的不符合需要的阀元件位置及泵出、入口定时的变化。因此，通过弹簧一腔室孔的在壳体压力下受限制的流体流动有效地阻止作用在相应阀元件的瞬时压力起伏。

根据本发明的另一个重要方面，旋转式轴向柱塞泵壳体包括相互连在一起的第一和第二壳体部分组成的一个在壳体内流体压力下的内腔室，在此腔室内安置了缸体和斜盘，至少一流体通路通过各个壳体部分的之间分界面延伸。特别在包含有变排液量泵的最佳实施例中，斜盘的位置由作动器活塞来控制，该活塞通过一延伸穿过壳体部分之间交界面的通路，在控制压力作用下接受流体。在交界面上，该通路采取了在相应的壳体部分由各流体通路连接相对的二个半开腔槽组成的圆柱腔室形式以便接收在壳体压力下的流体。在各壳体部分形成了内向环形通道，且开向在壳体部分交界面和腔室底部之间的中途位置上有关的腔室半部分内。通向作动器活塞计量的流体的通路终止在对应的通道。一空心套 筒保持在圆柱形腔室内，而该空心套筒有面向外的环形通道对正着壳体部分面向内的通道，还有一连接到面向外通道的通路，从而在测定的压力下把流体输入到驱动斜盘的作动器活塞，而套筒带有密封圈。

本发明及其附加目的、特点和优点，从下列的介绍结合后面附的权利要求和附图可更好了解。

图1A和图1B一起包括有本发明所实施的一轴向排液量柱塞泵的侧面剖视图。

图2是图1B阀板组件的正视图，实际上是沿着图1BⅡ-Ⅱ的剖面线所取的视图。

图3和图4实际上是图2沿着3-3和4-4所取的局部剖视图。

图5和图6实际上是分别在图3和图4沿着5-5和6-6所取的局部剖视图。

图7是图1A-图1B所说明的那部分泵的局部剖视图，根据本发明的另一方面所作的修改。

图1A-1B说明的轴向变排液量柱塞泵10，它有一壳体12，而壳体12又包括连到其各端一带有一装配法兰16的空心机壳14及一连结座18，以便组成一开口的内腔室20，一泵驱动转动轴22用轴承24安装，以便在壳体12内以预定转动方向26转动。一缸体28在腔室20内固定到与之共同转动的轴22上，该缸体包括多个沿周向布置并围绕着和平行于转动轴22的轴线延伸的转缸30，多个柱塞32分别安置在相应的转缸30内，并在缸内滑动，该柱塞32有柱塞滑靴34，该柱塞滑靴与斜盘36的对侧面滑动配合，斜盘36通过一斜盘作动器活塞40所施加的与斜盘偏置弹簧42的作用方向相反的力可围绕轴38而改变自身位置。

阀板44（图1B）固定到连结座18上，该阀板包括孔46、48用以作为缸体转动的函数有选择地把缸体28的转缸30连到泵的入口50和泵的出口52上。一阀体54（见图1A）装在连结座18上并带有一邻近出口52的阻塞 阀56和一邻近在连结座18上补偿阀60的电磁阀58。电磁阀58是由外部电子装置（未示出）来控制的，用以把泵的出口压力52连到作动器活塞40，从而可有选择地要求实现斜盘36的最小位置和最小泵的排量，还可驱动阻塞阀56来隔断液压油路和泵。

根据本发明，阀板44有一在图2到图6更详细说明的组件，阀板组件44包括有一均匀厚度的平面环形圆盘64，圆盘上有一围绕轴22的中心开孔66。输入和输出阀板开口46，48分别有绕着圆盘64和轴22轴线延伸的弧形槽，该弧形槽的直径相当于与圆盘64面对的平面68相啮合的转缸30上孔31的旋转直径，在图2中看得很清楚，弧形槽48与泵的输出孔52图1A）相配合，从而形成高压平板槽，其中包括制成一体的加强筋70。根据转缸30以及孔31相对于阀板组件的转动方向26，一压力阀组合件72、74由圆盘64在靠近各自的槽46，48的前缘沿周向来携带。

阀74（图3和图5）有携带在圆柱孔78内可滑动的一阀芯76，该圆柱形孔78在圆盘64径向朝外开口。有一“0”形圈80保持在邻近阀芯6外端的通道内，使阀芯与周围的孔78可滑动地密封配合。一对螺旋弹簧82，84呈压缩状且同心地保持在阶梯形保持架86上，此阶梯形保持架由阀芯76的外端携带和啮合，而一平圆盘保持架88由在平板圆盘64的扩大弹簧腔室92内的保持环90所固定。外弹簧82的外端保持在弹簧腔室92的周围壁和保持架86的肩部94及保持器圆盘88的凸筋96之间。而内弹簧84则保持在凸筋96内并绕着由保持架86一体突出制成的中间导向柱98。保持架圆盘88的中心孔91，使弹簧腔室92与壳体腔室20相通（见图1B）。

中心孔78的内端进行扩大以形成腔室100，通过导向通路102，将腔室100连到高压槽口48的邻近边缘，一对间隔的平行流体通路104（见图2和图3）从圆柱形孔78延伸到阀板圆盘64的转缸啮合面68。第二对间隔的平行流体通路106（见图5）从圆柱形孔78延伸到槽口48。阀芯76有一对缩腰部分108由环槽脊110所分隔，两者隔开的距离如同通路104、106 之间隔开的距离。当阀芯76被弹簧82、84压向圆柱孔78的内端和底部时，缩腰部分108对正通路104、106如图所示。另一方面，在缩腰部分108之间的环槽脊110和在阀芯76下端的环槽脊111位于阀芯76上，当阀芯76向上压向弹簧82、84（见图3和图5）阻挡通路104和其相关通路106之间的流体通路。阀芯76的端头在腔室100内有一锥度，为了引入在端头下的流体流动。

阀72与上面详细介绍的阀74结构上相似，除了导向流体通路102a（图6）不是从腔室100延伸到邻近的低压槽口46而是从驱动轴轴线的切向延伸穿过阀板圆盘64到高压槽口48的相对端以外，阀72的其它元件在结构上和功能上与相应的阀74的元件都是相同的，在图4和图6中都相应也用相同标号来表示。

在工作过程中，阀74、72的阀芯76被弹簧82、84推到图示位置，在图上阀芯打开了通路104到通路106。在阀74中，通路104和106的结合就有效地以与旋转方向26相反的方向伸展了高压槽48的弧形尺寸。所以通路104、106有效地提前了从转缸流体输出定时。不同的说法是当缸孔31相对于阀板44从下死点或BDC位置（图2）以方向26转动，这时，缸内的流体被预压缩。然而，这种预压缩受缸孔与通路104对正的限制，而从转缸来的流体通过通路104、106进入槽口48。同样，在与转缸转动相反方向上在阀72的通路104、106也有效地扩大了低压输入槽口的弧形尺寸，从而有效地提前了液压缸孔到低压输入孔的出、入口定时。也就是在与槽口46对正以前，缸内的负压增加，受到阀72和有关通路104、106所限制，所以在低输出压力条件下，通过阀72、74藉助其有效的延伸就可避免槽口46、48的端大的流体速度。

当在泵的输出孔52的流体压力增加，阀板槽口48的流体压力也相应增加，在阀腔室100内增加的压力通过导向通路102、102a推动阀芯76顶住由反向阀门弹簧所作用的力。应该指出，由于通过在保持架88上孔 91的在壳体压力下受限制的流体流动，有效地阻尼瞬间输出压力的变动。然而，当稳态输出压力增加，阀芯76移动压到反抗的弹簧上，直到环槽脊110、111有效地阻塞在各个阀72、74中通路104和106之间的流体流动，这样当流体输出压力超过阀门弹簧所设定的限度，此限度在各个阀中最好是相同的，泵的定时被有效地推迟到相应于槽口46、48本身的大小的定时。便提供了按照本发明的双压力定时。也要指出，在低压和高压工况之间，阀72、74逐渐关闭（当输出压力下降时，相当于阀的逐渐打开）影响到泵定时是逐改变而不是突然改变。这样虽然本发明阀板组件具体设计成在高压和低压工况下的定时，而中间工况也就比先有技术中的固定定时的泵更容易适应。

所以泵10对泵的两个输出压力是最佳定时（其它全部参数保持不变），这就对压力一程序泵或双级压力补偿泵特别有利，在较低工作压力下的再次压缩消除了，从而减少了泵的磨损、噪音、压力波动、输入功率和流体气蚀，这些磨损和流体气蚀的减小，提高了泵的寿命。低的压力波动增加了整个流压系统的疲劳寿命，而减小的输入功率就可获得较高的效率和较低的排热。

如上所述，本发明不限定在变排液量轴向柱塞泵，而且同样也可应用到斜轴式和固定排液量泵以及类似的运动结构，本发明能以低成本来实施。也了解到最佳实施例的滑柱式阀对出口压力的低频变化有反应，但对转缸和出入孔的压差没有反应。这就减少所要求的滑柱式阀的频带宽度，从而正好相反地减小了磨损和疲劳问题。

图7说明了一改型的泵10a，该泵在其它方面与图1～图6所示的泵10相同，其中一在壳体14和连结座18之间的交界面上的流动转换组件120位于补偿阀60（概略地示出）和作动器活塞40之间的导向控制流体通路62内，并在壳体14和连结座18之间的交界面上，用以在导向流体通路内处于高压工况下减少壳体部分之间的漏泄。特别通过在各自壳体部 分的相对的圆柱形半腔室124、126形成了垂直于壳体14和连结座18之间平面交界面的一圆柱形腔室。在泵壳压力下，在壳体14的一流体通路128，把腔室112连到腔室20（图1B）。在连结座18形成一环形通道130，并在壳体部分交界面和腔室部分底部之间大约中途的位置上通向腔室部分126内。同样，在壳体14上形成一环形通道132，并在交界面和腔室底部之间大约中途的位置上通向腔室部分124内。在连结座18和壳体14内之导向流体通路62分别终止在通道130、132内。

一空心的管状套筒134保持在腔室122内，并有形成在其外表面上沿轴向间隔的通道136、138分别对正在连结座18和壳体14上的通道130、132。在套筒134的内通路140，在壳体压力下把流体流动供到补偿阀60。套筒134形成的一具倾斜角的通路142相互与通道136、138配对，“0”形圈144保持在通道136的两侧的围绕套筒134的相应通道内，在通道138的两侧也有用以保持“0”形圈144的相应通道，而且密封啮合在壳体14和连结座18内腔室部分124、126相对的表面。这样，在导向压力下的流体流动从补偿阀60输入通过通道130、136再通过流体通路142到通道132、138，然后再通过在壳体14内的流体通路62到活塞40。但是，施加在连结座18和壳体14导向流体流动的作用力，实际上在径向方向接近连结座/壳体的交界面，在交界面上的轴向力实际上是保持不变的壳体压力。这样，壳体部分在分界面处分开的趋势实际上减小了。