技术领域
[0001] 本
发明涉及一种
轴向柱塞泵，特别是一种平衡式大排量双排轴向柱塞泵，可显著提高泵的功率
密度以及自吸性，同时显著改善缸体与柱塞的受
力状况，并同时减少泵的脉动与噪声。
背景技术
[0002] 液压传动技术经过几十年的发展，已成为现代传动与控制的关键技术，广泛应用于
船舶、
冶金、航天等各领域；
液压泵作为液压
传动系统中
能量转换元件，为液压传动系统的动力源，它的优劣直接影响着整个液压传动系统的性能。随着现代机械工业的高速发展，轴向柱塞泵的需求量也与日俱增，同时对轴向柱塞泵的工作性能、使用寿命和噪声都提出了更高的要求，但目前，国内
工程机械企业所使用的液压泵大多从国外公司进口，因此研发高性能的轴向柱塞泵具有极其重要的意义，并有着较为广泛的市场应用价值。同时随着航空航天控制技术的发展与便携式功率传输设备的需求量加大，要求柱塞泵能以更小的体积输出更大的功率。因此提高柱塞泵的功率密度显得极其重要。
[0003] 现有柱塞泵在
配流盘进行吸油排油时，总是保持一侧高压，一侧低压，使得轴向柱塞泵的缸体、
驱动轴受到倾覆力矩，导致柱塞泵在高速、重载情况下，缸体与配流盘的
摩擦副油膜受到破坏，加剧了配流盘与缸体
接触面的磨损，同时加大了系统
泄漏，降低容积效率。针对该问题，目前可采用的方案有：球面配流方式，减少缸体因受倾覆力矩而产生的偏载，但该偏载仍存在，同时随着柱塞泵压力与排量的加大，其偏载将进一步加大，此时采用球面配流方式补偿方式将无法解决这一问题；另外一种方式是采用平衡式轴向柱塞泵（如参考
专利201210126844.1），其采用双排柱塞泵，
斜盘包含多个层次设置的台阶斜面，与配流盘的各排油口相匹配，使配流盘的轴向液压力保持平衡。该方案能较好的解决柱塞泵轴向力
不平衡问题，但由于其斜盘台阶面交叉点不在驱动轴轴线上，导致轴向力无法做到完全平衡，导致缸体仍受倾覆力矩的作用，同时其加大了径向和轴向尺寸，并导致越
外圈的柱塞悬空量越大，加大了柱塞的
变形，导致外圈柱塞与缸体摩擦副的磨损加剧。
[0004] 自吸性作为泵重要指标，该指标限制着泵轴的临界自吸转速（发生
气穴时的转速），当泵轴转速超过该转速时，将导致气穴现象的产生，从而产生冲击压力，而冲击压力导致的噪音与振动均很大，引起气蚀，缩短柱塞泵寿命等。目前可采用锥形缸体，通过降低缸体配流面的线速度提高泵轴的临界自吸转速。但该方式主要作用在于显著提高柱塞的回程能力，并不能大幅度提高柱塞泵的自吸能力。
[0005] 实际工程液压传动系统中，常常需要高压大流量的液压源，要实现高压大流量可采取以下措施：1．增大缸孔直径，但这将加剧柱塞泵的流量脉动问题。目
前柱塞泵流量脉动相对
叶片泵、内
齿轮泵等泵其流量脉动已经较大，为在保持柱塞泵现有的高压优势的情况下，一般对柱塞泵的流量脉动指标也提出了更高的要求，因此较少采用该方式；
2．增大柱塞行程。柱塞行程取决于滑靴、柱塞与缸孔的承载能力，目前该部分关键在于材料问题，但受限于材料性能极限指标，该部分已较难有显著提高；
3．增加缸孔数量。缸孔数量的增加将导致缸体以致整个泵体加大，同时将导致柱塞泵自吸性减低；
4．采用多台液压泵
串联工作，但这将导致整个泵体加大，不利于提高柱塞泵的功率密度，在航空航天等一些对体积
质量控制非常严格的场合并不适用。
[0006] 5．采用多排缸孔缸体的轴向柱塞泵（参考专利201010173706.X）。该方式可在不显著增大柱塞泵体积和质量情况下，加大排量，但该方案其缸体与驱动轴所受倾覆力矩与缸孔的排数成正比，双排缸孔将加大缸体和驱动轴的倾覆力矩。
[0007] 因此如何在尽量不加大柱塞泵体积与质量情况下，提高泵流量、压力，以及降低流量脉动系数是当前泵研发的课题之一，亦成为当前业界积极创新改进的目标。
发明内容
[0008] 本发明的目的是提供一种平衡式大排量双排柱塞泵，具有排量大、缸体与驱动轴所受倾覆力矩小、流量脉动小、功率密度大，可在不明显增大柱塞泵的体积和重量下，实现高压、大排量。
[0009] 本发明的技术方案在于：一种平衡式双排大排量轴向柱塞泵，包括驱动轴（1）、斜盘（4）、中间泵体（13）以及位于两者之间的壳体（5），所述壳体内还设有与斜盘配合工作且用以驱动驱动轴（1）旋转的缸体（12），所述缸体（12）与中间泵体（13）之间还设置有配流盘（15），其特征在于：所述斜盘（4）相对缸体侧的表面上设置有交叉成X型的内斜面（25）和外斜面（24），所述内斜面（25）和外斜面（24）上分别
定位安设有内滑靴（17）和外滑靴（9），所述内滑靴（17）和外滑靴（9）分别连接有安设在缸体（12）上的内柱塞（16）和外柱塞（11），所述驱动轴（1）通过
花键固连有一由内滑靴（17）和外滑靴（9）共同作用实现旋转的球铰（18）。
[0010] 其中，所述外斜面（24）与外滑靴（9）之间设有外转盘（6），所述外滑靴（9）的外周上依次设有外回程盘（7）和外压盘（8）；所述内斜面（24）与内滑靴（9）之间设有内转盘（20），所述内滑靴（9）的外周上设有内回程盘（19）。
[0011] 所述缸体（12）内设有一顶接在球铰（18）上的
弹簧（10）；所述中间泵体（13）与驱动轴（1）之间还设置有滚子
轴承（14），所述缸体（12）与驱动轴（1）之间设置有
滚动轴承（3），所述驱动轴（1）的输出端侧还设置有密封端盖（2）。
[0012] 所述缸体（12）外圆柱面成花键型，包络内外两圈用以安设内外柱塞的柱塞孔。
[0013] 所述缸体（12）上还设置双排同心圆交错分布孔，其外圈腰形孔（21）与
内圈腰形孔（22）朝向都偏向驱动轴（1）轴线，并与驱动轴（1）轴线交错成以利形成离心甩油结构的
角度。
[0014] 所述内、外滑靴（17）、（9）球心交线经过驱动轴（1）花键的中心（27），并且两斜面倾角相等。
[0015] 所述内斜面（25）上包含一环形凸台（26），所述外斜面（24）为一内凹槽(23)。
[0016] 所述配流盘（15）设置双排同心交错分布的内圈进油口（37）、内圈出油口（29）、外圈进油口（28）和外圈出油口（36）；所述配流盘（15）内外圈特征为中心对称分布，即外圈预压孔（30）与内圈预压孔（41）确定的直线经过配流盘（15）中心，外圈
增压孔（33）与内圈增压孔（38）所确定的直线经过配流盘（15）中心，外圈泄压孔（42）与内圈泄压孔（32）所确定的直线经过配流盘（15）中心，外圈三角槽（35）的起始点与内圈三角槽（39）起始点确定的直线经过配流盘（15）中心；所述内圈出油口（29）和内圈进油口（37）中间过渡段设置两孔径不同的预压孔（41）、增压孔（38）和不等截面三角槽（39），外圈出油口（36）和外圈进油口（28）中间过渡段也设置两孔径不同的预压孔（30）、增压孔（33）以及不等截面三角槽（35）；所述外圈增压孔（33）与外圈排油口（36）相通，内圈增压孔（38）与内圈排油口（29）相通；
所述外圈预压孔（30）和内圈预压孔（41）所确定直线位于配流盘横轴（31）上；所示配流盘（15）其外圈进油口（28）和出油口（36）中间过渡段设置泄压孔（42），内圈出油口（29）和进油口（37）中间过渡段设置泄压孔（32），同时泄压孔（32）与预压孔（30）相通，泄压孔（42）与预压孔（41）相通。
[0017] 所述转盘20的背面为一圆孔（44），与斜盘（4）的凸台（26）配合定位转盘（20）；所述斜盘（6）为环形圆盘，其外圆柱面与斜盘（4）的内凹槽（23）配合定位转盘（6）。
[0018] 所述外柱塞（11）和内柱塞（16）的柱塞直径 时，采用带有半圆形环槽的柱塞结构；所述外柱塞（11）和内柱塞（16）的柱塞直径 时，采用无环形槽结构的柱塞结构。
[0019] 本发明的优点在于：1)缸体与驱动轴不受倾覆力矩作用，有利于提高柱塞泵的压力等级。
[0020] 2)缸体的腰形槽相对传统腰形槽的朝向偏转过一定角度，使其形成了
离心泵，提高了柱塞泵的自吸能力。
[0021] 3)采用双排柱塞泵形式，提高了柱塞泵的功率密度，即在相同排量下，相对传统串联式柱塞泵，其体积更小。
[0022] 4)多级增益式配流盘结构，保证了柱塞腔压力过渡的平稳性，减少了柱塞泵的流量脉动与噪声。
[0023] 5)不同转盘的配合形式，可在减少滑靴磨损的同时减少柱塞泵径向尺寸；带有半圆形环形槽的柱塞，提高了柱塞的承载能力。
附图说明
[0024] 图1是本发明平衡式双排大排量轴向柱塞泵总体结构图。
[0025] 图2是图1局部放大图。
[0026] 图3a是图1的缸体三维结构图与外圈腰形槽朝向示意图。
[0027] 图3b是图1的缸体三维结构图与内圈腰形槽朝向示意图。
[0028] 图4a是传统腰形槽自吸过程
流体与缸体运动示意图。
[0029] 图4b是本发明缸体的腰形槽自吸过程流体与缸体运动示意图。
[0030] 图5是图1的斜盘局部剖面示意图图。
[0031] 图6是斜盘对缸体作用合力与合力矩以及柱塞受力示意图。
[0032] 图7是图1的配流盘结构图。
[0033] 图8是图7在A-A向的剖面示意图。
[0034] 图9是图7配流盘高压区压力分布的示意图。
[0035] 图10是图1中转盘的结构图。
[0036] 图11a是图1的柱塞副结构图。
[0037] 图11b是图11a柱塞副半剖视图。
[0038] 图11c是针对本发明平衡式双排大排量轴向柱塞泵在较小柱塞直径时设计的柱塞副结构图图12是图11c柱塞副结构的局部放大示意图。
[0039] 图13是某一传统双联柱塞泵结构尺寸示意图。
[0040] 图14是本发明平衡式双排大排量轴向柱塞泵与在与图13相同排量情况下结构尺寸示意图。
[0041] 图中：1.驱动轴，2.密封端盖，3.滚动轴承，4.斜盘，5.壳体，6.外转盘，7.外回程盘，8.外压盘，9.外滑靴，10.弹簧，11.外柱塞，12.缸体，13.中间壳体，14.滚子轴承，15.配流盘，16.内柱塞，17.内滑靴，18.球铰，19.内回程盘，20.内转盘，21.外圈腰形槽，
22.内圈腰形槽，23.斜盘凹槽，24.斜盘外斜面，25.斜盘内斜面，26.斜盘凸台，27.驱动轴花键中心，28.外圈进油口，29.内圈出油口，30.外圈预压口，31.配流盘横轴，32.内圈泄压口，32.外圈增压口，33.外圈增压口，34.内圈三角槽，35.外圈三角槽，36.外圈出油口，
37.内圈进油口，38.内圈增压口，39.内圈三角槽，40.外圈三角槽，41.内圈预压孔，42.外圈泄压孔，43.相通槽，44.圆孔。
具体实施方式
[0042] 为让本发明的上述特征和优点能更明显易懂，下文特举
实施例，结合附图作详细说明如下。
[0043] 参看图1和图5，一种平衡式双排大排量轴向柱塞泵，包括驱动轴1、斜盘4、中间泵体13以及位于两者之间的壳体5，所述壳体内还设有与斜盘配合工作且用以驱动驱动轴1旋转的缸体12，所述缸体12与中间泵体13之间还设置有配流盘15，所述斜盘4相对缸体侧的表面上设置有交叉成X型的内斜面25和外斜面24，所述内斜面25和外斜面24上分别定位安设有内滑靴17和外滑靴9，所述内滑靴17和外滑靴9分别连接有安设在缸体12上的内柱塞16和外柱塞11，所述驱动轴1通过花键固连有一由内滑靴17和外滑靴9共同作用实现旋转的球铰18。
[0044] 上述外斜面24与外滑靴9之间设有外转盘6，所述外滑靴9的外周上依次设有外回程盘7和外压盘8；所述内斜面24与内滑靴9之间设有内转盘20，所述内滑靴9的外周上设有内回程盘19。
[0045] 上述缸体12内设有一顶接在球铰18上的弹簧10；所述中间泵体13与驱动轴1之间还设置有滚子轴承14，所述缸体12与驱动轴1之间设置有滚动轴承3，所述驱动轴1的输出端侧还设置有密封端盖2。
[0046] 参看图3，所述缸体12外圆柱面成花键型，包络内外两圈柱塞孔，从而减少缸体质量；参看图3，缸体12设置双排同心圆交错分布孔，其外圈腰形孔21与内圈腰形孔22相对传统的腰形孔朝向 ， 分别偏转过角度A和角度B，该偏转角度使其腰形槽部分随着缸体的旋转形成离心甩油结构；参看图4a，传统缸体的腰形槽壁面运动过程对配流盘内的液体作用力垂直于液体运动方向，参看图4b，本发明的缸体腰形槽壁面运动过程对配流盘内的液体作用力成一定夹角，形成
离心力，有利于
加速液体流入缸体，从而提高了柱塞泵的自吸能力。
[0047] 参看图5和6，所述斜盘4包含交叉成X型的内斜面25和外斜面24，X形结构减少了柱塞泵的轴向与径向尺寸，并且可保证外圈柱塞11的悬空长度 与内圈柱塞16一样，从而保证了内外排柱塞受力状况一样，提高了柱塞泵整体性能的协调性；两斜面定位滑靴9和滑靴17，外内圈滑靴的球心交线经过驱动轴1花键的中心27；将外斜面24对缸体12作用力等效在驱动轴1花键中心27，即 和 ，将内斜面25对缸体12作用力等效在驱动轴
1花键中心27，即 和 ，通过与配流盘15协调设计，则可保证 ，
合力方向朝向驱动轴1轴线上，即可保证缸体12与驱动轴1不受倾覆力矩作用。传统单排柱塞泵只包含 和 （或者 和 ），因此无法满足该条件；所述斜盘4为通轴形式，两斜面上放置转盘6和转盘20，内斜面25包含一环形凸台26，外斜面24为一内凹槽23。
[0048] 图7~9表示了配流盘结构及其压力分布。所述配流盘15设置双排同心交错分布的内圈进油口37、内圈出油口29、外圈进油口28和外圈出油口36；所述配流盘15内外圈特征为中心对称分布，即外圈预压孔30与内圈预压孔41确定的直线经过配流盘15中心，外圈增压孔33与内圈增压孔38所确定的直线经过配流盘15中心，外圈泄压孔42与内圈泄压孔32所确定的直线经过配流盘15中心，外圈三角槽35的起始点与内圈三角槽39起始点确定的直线经过配流盘15中心；所述内圈出油口29和内圈进油口37中间过渡段设置两孔径不同的预压孔41、增压孔38和不等截面三角槽39，外圈出油口36和外圈进油口28中间过渡段也设置两孔径不同的预压孔30、增压孔33以及不等截面三角槽35；所述外圈增压孔33与外圈排油口36相通，内圈增压孔38与内圈排油口29相通；所述外圈预压孔30和内圈预压孔41所确定直线位于配流盘横轴31上；所示配流盘15其外圈进油口28和出油口36中间过渡段设置泄压孔42，内圈出油口29和进油口37中间过渡段设置泄压孔32，同时泄压孔32与预压孔30相通，泄压孔42与预压孔41相通。所述配流盘15内外圈配流方式都是通过三级增益方式（一个阻值较小的阻尼孔，一个阻值较大的阻尼孔以及递进式阻值方式）增压，保证了柱塞腔增压过程的平稳性；采用泄压孔32与预压孔30相通，泄压孔42与预压孔41方式，使得高压柱塞腔的无用压力油流向需要加压的低压柱塞腔，使得柱塞腔在保证压力平稳过渡过程，提高了
能源利用率。
[0049] 参看图10和图5，所述转盘20，其背面为一圆孔44，与斜盘4的凸台26配合定位转盘20；所述斜盘6为环形圆盘，其外圆柱面与斜盘4的内凹槽23配合定位转盘6；采用这两种转盘结构的配合，在减少滑靴磨损的同时，减少了柱塞泵的径向尺寸。
[0050] 图11和图12为本发明的柱塞示意图。所述柱塞11和柱塞16，其特征在于当柱塞直径 时，采用在靠近滑靴部分的柱塞圆柱面开半圆形环槽的柱塞（参阅图12和图11c），可减少
空化现象；当柱塞直径 时，采用无环形槽结构的柱塞（图11b），减少泄漏。
[0051] 图13和图14举了一个串联柱塞泵与平衡式大排量双排轴向柱塞泵功率密度对例子。功率密度定义为： ，其中 为柱塞泵的排量， 为柱塞泵有效体积。在相同排量情况下，传统串联柱塞泵与平衡式大排量双排轴向柱塞泵有效体积比值为：
，即在排量相同的情况下，传统串联柱塞泵的功
率密度 只为平衡式大排量双排轴向柱塞泵的功率密度 的77%，即 ，即说
明了平衡式大排量双排轴向柱塞泵相对传统柱塞泵可在保证排量的同时减少其体积、质量。
[0052] 以上所述仅为本发明的较佳实施例，凡依本发明
申请专利范围所做的均等变化与修饰，皆应属本发明的涵盖范围。
