本发明涉及柱塞变量泵技术领域，具体为一种可平衡差动缸流量差的非对称配流轴向柱塞变量泵。
背景技术：
采用单台轴向柱塞变量泵直接闭环控制差动油缸运动，必须在差动油缸工作时平衡掉多余的流量。差动油缸两腔存在容积差，连接油缸无杆腔的流量多出连接有杆腔的部分。目前，直接泵控技术虽已取得非常大的进展，研发成功了高动态响应伺服和比例轴向柱塞变量泵，引入了变转速控制技术，这些技术用在泵控对称油缸上取得了很好的效果，但应用在液压系统广泛使用的差动油缸上，效果都不够理想，原因是这些泵只能输出对称流量，如果直接连接在差动油缸上，需要采用许多辅助的方法。如采用液压变压器平衡泵至差动油缸间的不对称流量，采用低压液压泵配合液控单向阀补油。美国vickers公司申请了用交流伺服电动机驱动定量液压泵、用液控单向阀平衡差动油缸不对称流量、闭环控制差动油缸的专利。上述成果尽管取得了一定的进展，但仍存在回路复杂或需要借助其它液压阀，其推广应用受到制约。对于轴向柱塞变量泵直接控制差动油缸的应用而言，存在成本高、技术复杂，只适用于某些特定负载工况，需要从技术方面实现突破；重点是要实现，只采用一台液压泵就可以自动平衡差动油缸不对称流量，控制其在回路中运动自如。
技术实现要素：
有鉴于此，为了克服现有技术的不足，本发明旨在设计并制造一种可平衡差动油缸流量差的非对称配流轴向柱塞变量泵。
本发明是采用如下技术方案实现的：一种可平衡差动缸流量差的非对称配流轴向柱塞变量泵，包括壳体、前盖、泵后盖、主轴、斜盘摇架、回程盘、缸体、配流盘、柱塞、滑靴、轴承、排量控制机构；泵的缸体柱塞孔与柱塞相适配，位于同一分度圆上；缸体中心设有花键孔，主轴穿过缸体与花键孔配合；缸体上的柱塞孔轴线与主轴轴线平行；泵后盖上的配流面为平面，泵后盖配流面与配流盘之间为平面静配合；配流盘为三窗口串联配流：以配流盘上下死点轴为基准，一侧为配流窗口c，另一侧为两个串联布置的配流窗口a、b，三个配流窗口位于同一分度圆上；配流盘上的配流窗口与缸体上的油槽口分度圆直径一致；泵后盖具有三个油口，油口间相互独立分布；泵后盖的三个油口分别与开在泵后盖配流面上的三组油流窗口相连通；配流盘的三组配流窗口与泵后盖上的三组油流窗口相对应匹配。
本发明的轴向柱塞变量泵主要创新点是：根据新型配流原理，通过非对称配流方式，对传统标准轴向柱塞变量泵的对称配流结构做出改造，为满足单泵直接控制差动油缸运动需要，将传统标准轴向柱塞变量泵的对称配流结构重新设计，泵出油口由两个油口增加为三个，改变泵配流窗口区域角度范围和通流量，成为非对称配流油口；泵后盖上的其中一个油流窗口重新设计成相互串联的两个油口，通过数字仿真计算和仿真结果分析，确定泵的最合理结构参数；其中，两个油口输出不对称流量，第三个油口主要是用于液压油冷热交换和补油；同时，实现新型轴向柱塞变量泵两个油口间的流量差完全等于对应差动油缸两腔容积差。目前，已经研制出的非对称配流轴向柱塞变量泵样机，经过试验台几年测验，样机泵各项参数，包括：困油噪声、压力和流量脉动状况、容积效率等，已达到传统标准对称配流轴向柱塞变量泵一样的参数标准。
进一步的，配流盘上每个配流窗口的两端均设有困油减震槽。
本发明新型轴向柱塞变量泵实现了仅用一台泵就可以完全控制差动油缸运动。传统标准轴向柱塞变量泵的对称配流方式及控制回路原理，如图1所示：
图1中，有两个对称配流窗口，两个窗口的腰形槽角度范围相等；为了隔离吸油和排油过程，两个配流窗口间留有过渡区，为了减小压力冲击，在窗口转换开始部位都设有减震三角槽。这种对称配流方式的泵用在闭式回路中，不考虑内泄，无论哪一个油腔作为排油腔，输出流量都一致，可用于控制液压马达和对称液压缸的运动；但如果用于闭环控制差动油缸的运动，就不能平衡差动油缸两腔的不对称流量，必须采用其它辅助措施才能实现。
本发明新型轴向柱塞变量泵非对称配流方式及相应控制回路原理，如图2所示：图2中，为能实现单泵直接驱动差动油缸，新型泵研制思路是将传统标准对称配流轴向柱塞泵后盖原有排油口，重新设计成为两个单独的油口；原有吸油口区域角度范围保持不变的前提下，对油流窗口机械框架重新设计；重新设计过程中需要考虑的是，泵旋转过程中产生的困油噪声、压力脉动和流量匹配问题，还有泵后盖改型，既要结构合理，又要考虑承压强度以及油道流通的顺畅性；需要改型的元件除泵后盖外，还涉及到配流盘、传动轴、壳体等。实际使用时，油口c连差动油缸无杆腔，a口连差动油缸有杆腔，b口连接到低压油箱；油口a和b吸油、油口c排油时，差动油缸活塞杆伸出；油口c吸油、油口a和b排油时，a口压力油驱动差动油缸活塞杆收回，b口将多余的油排回低压油箱，同时进行冷热交换。这样只用一台泵，无需辅助的补油装置，就可实现对差动油缸的控制。
非对称配流轴向柱塞变量新型泵进出油口间发生转换，有两种形式：一种为泵双向旋转；另一种为泵单向旋转，泵内控制机构在正、负最大摆角间变化，使进油口、出油口相互转换。
图3中根据旋向，配流窗口c和a、b间的对称轴b1b2，相对于柱塞运动的死点轴a1a2，面对泵旋转方向偏转一个角度ф，形成了错开配流的工作状态。当柱塞在上死点位置吸油快要结束脱离配流窗口c进入升压时，缸体孔与柱塞组成的封闭容腔开始由吸油向排油转换，缸体油槽口在配流盘面上的投影以虚线表示。柱塞随缸体继续旋转，封闭容腔开始压缩，同时连接排油口（配流窗口）a的升压减震槽也向缸体封闭容腔内引入高压油，使缸体封闭容腔中低压油升压，柱塞继续转过闭死角ф1后，与配流窗口a接通，随后再与配流窗口b接通。该种错开配流方式，可使配流窗口a充分升压，达到标准使用压力。
图4为新型泵内摆角控制机构螺栓调节示意图。油口a、b、c的流量可通过螺栓进行调节。
图5为泵后盖端面图。图中，油流窗口a、油流窗口b、油流窗口c分别连通三个工作油口。每个工作油口又连通一个压力传感器，配流盘通过定位销安装在泵后盖上，泵后盖上油流窗口角度范围与配流盘不同，要小于配流盘对应区域。
图5中泵后盖上油流窗口区域角度范围小于配流盘配流窗口相对应角度范围，主要是指配流盘安装在泵后盖上，若油流窗口区域角度范围大于配流窗口角度范围，则油流窗口a和b内的压力油会作用在配流盘背面上，在一定压力状态下，会顶起配流盘，造成泄漏，使泵无法工作；当然，若泵后盖油流窗口区域角度范围小于配流盘配流窗口角度范围过多，会影响泵的流量，同时产生噪声。
图6为非对称配流样机泵困油噪声、压力和流量脉动状况、容积效率等性能测试回路原理图。
图中，油口c为吸油口，油口a、b为排油口。油口a、b分别设置两个溢流阀加载，新型泵三个油口分别安装3个压力传感器，包括真空压力测试；测试参数包括：压力传感器测量压力脉动，椭圆齿轮流量计测量流量，声强计测量噪声，重点测试泵三个油口的压力、流量和噪声；压力为空载、50bar、100bar、150bar、210bar五个等级，达到上述压力值后，进行压力、流量和噪声测试。若油口a和b吸油，油口c排油时，压力回路的转换通过改变泵内摆角位置实现，每一种排量测试由斜盘倾角位置确定，速度分别在1500rpm、1000rpm、500rpm三个转速下进行。具体测试过程是，在某个恒定转速、恒定摆角、恒定压力工况下，油口a先加载0bar、50bar、100bar、150bar、210bar，油口b保持不动；油口b再加载0bar、50bar、100bar、150bar、210bar，油口a保持不动；油口a和油口b同时加载210bar、150bar、100bar、50bar、0bar，分别记录这些状况下的压力、流量、噪声。油口加载时，油箱内温度传感器实时测量各个状况下油液的温度。
非对称配流新型泵直接驱动差动油缸运动时，油口a、b、c都能输出流量，油口c流量等于油口a、b流量之和，差动油缸无杆缸与有杆腔的容积比，必须与油口c和油口a或b之间的流量比一致；为实现这一目的，可对油口a和b流量进行调整，在总量等于c口流量前提下，油口a和b流量可以相互增减，直到完全满足要求为止。
本发明的可平衡差动油缸流量差的非对称配流轴向柱塞变量泵，实现了仅用一台液压泵就可闭环控制差动缸的动作，实现了自动平衡差动油缸不对称流量，控制其在回路中运动自如；降低了液压系统的使用成本，扩大了液压泵的应用范围。
附图说明
图1传统标准对称配流方式及控制对称液压缸回路原理图；
图2本发明所述新型泵非对称配流方式及控制差动油缸回路原理图；
图3为非对称配流新型泵单向旋转配流过程工作原理图；
图4本发明所述新型泵内摆角控制机构螺栓调节示意图；
图5泵后盖端面图；
图6非对称配流样机泵性能测试回路原理图；
图7为可平衡差动缸流量差的非对称配流轴向柱塞变量泵剖面结构示意图；
图8为可平衡差动缸流量差的非对称配流轴向柱塞变量泵a-a剖面结构示意图；
图9为主轴立体结构示意图；
图10为柱塞立体结构示意图；
图11为缸体立体结构示意图；
图12为缸体主视结构示意图；
图13为缸体c-c剖面结构示意图；
图14为缸体配流面结构示意图；
图15为配流盘结构示意图；
图16为柱塞、滑靴、回程盘和斜盘摇架组合局部放大结构示意图；
图17为回程盘立体结构示意图；
图18为斜盘摇架立体结构示意图；
图19为控制机构剖面结构示意图；
图20为新型轴向柱塞变量泵外形立体结构示意图；
图21为泵壳体立体结构示意图；
图22为泵壳体连接法兰、放置轴承和旋转密封位置结构示意图；
图23为泵壳体放置斜盘摇架位置结构示意图；
图24为泵后盖立体结构示意图；
图25为泵后盖放置配流盘位置结构示意图；
图26为泵后盖油口结构示意图；
图27为泵后盖油流通道结构示意图。
主要元件符号说明：
其中：1-壳体，2-泵后盖，3-主轴，4-柱塞孔，5-缸体，6-柱塞，7-内花键孔，8-配流盘，9-斜盘摇架，10-回程盘，11-滑靴，12-限位孔，13-球头，14-球窝，15-排量控制机构，16-滑道，17-机械旋转密封，18-限位调节杆，19-轴承，20-主弹簧，21-弹簧卡圈ⅰ，22-锥轴承，23-球铰，24-平键，25-弹簧卡圈ⅱ，26-配流窗口a，27-配流窗口b，28-配流窗口c，29-油流窗口a，30-油流窗口b，31-油流窗口c，32-油口a，33-油口b，34-油口c，35-油流通道。
具体实施方式
应当指出，本部分中对具体实施例的说明，不应视为对本发明的保护范围有任何限制作用。此外，在不冲突的情形下，本部分中的实施例以及实施例中的特征可以相互组合。
下面将结合实施例对本发明作详细说明。
本发明的轴向柱塞变量泵包括壳体、泵前盖、泵后盖、主轴、斜盘摇架、回程盘、缸体、配流盘、柱塞、滑靴、轴承、排量控制机构等元件。泵的缸体柱塞孔与柱塞相适配，位于同一分度圆上；缸体中心设有花键孔，主轴穿过缸体与花键孔配合；缸体上的柱塞孔轴线与主轴轴线平行；配流盘上的腰形槽与缸体上的油槽口分度圆直径一致；专门设计的困油减震槽，可减小轴向柱塞变量泵的压力冲击，使轴向柱塞变量泵具有低噪声运行的特性；泵后盖具有三个油口，油口间相互独立分布；泵后盖上的配油面为平面，泵后盖配油面与配流盘之间为平面静配合，进行平面旋转配流。
本发明可实现单泵平衡掉差动油缸两腔的不对称流量，使其控制差动缸的运动效果与传统标准对称油口轴向柱塞变量泵控制对称油缸运动一样。本发明轴向柱塞变量泵的泵后盖，其中一个油流窗口被重新设计成相互串联的两个配流窗口，成为非对称配流结构；泵后盖上的腰形槽角度范围与配流盘上的腰形槽角度范围不一致；泵后盖上的油口由两个增加为三个。三个油口使用中，若其中一个为出油口时，则另两个为进油口；若两个为出油口时，则另一个为进油口；理论上出油口为一个q1时，其流量等于出油口为两个q2、q3时的流量和，即q1=q2+q3；q1与q2或q3间的流量差完全等于差动油缸两腔的容积差。其中，出油口为两个时，一个油口要进入差动缸的有杆腔，另一个油口则主要是用于液压油冷热交换和补油，q2与q3的流量值，在总量不变的前提下，可以相互增减。同时，非对称配流油口泵的困油噪声、压力和流量脉动状况、容积效率，可具有与传统对称配流轴向柱塞变量泵一样的参数标准。
相对于传统对称配流轴向柱塞变量泵的配流形式，由以y轴为基准，一侧各一个的对称配流形式，改型设计为一侧一个，另一侧为两个且结构为串联的非对称配流形式；两个串联配流窗口的流量在总量不变的前提下，可以彼此增减；泵后盖上的油流窗口角度范围要小于配流盘配流窗口相对应的角度范围。
将传统标准对称配流泵后盖原有排油口，重新设计成为两个单独的油口；原有吸油口区域角度范围保持不变的前提下，对油流窗口机械框架重新设计；泵后盖设有三个油口，各自独立工作；油口对应连通配流油道与控制油道；泵后盖上的油流窗口面为平面，与配流盘之间为平面静配合；三个油口，其中二个为出油口时，可输出不对称流量，一个油口进入差动缸的有杆腔，另一个油口则主要是用于液压油冷热交换和补油；三个工作油口的组合应用可实现单泵直接闭环控制差动缸运动。
新型轴向柱塞变量泵处于一个出油口工作状态时，与传统标准两油口对称配流轴向柱塞变量泵功能完全一致；当新型轴向柱塞变量泵处于两个出油口工作状态时，两个油口可以输出不一致的流量，q1与q2或q3间的流量差完全等于对应差动油缸两腔容积差。
所述排量控制机构设于斜盘摇架两端；斜盘摇架顶部为水平面，底部两端呈半圆弧状，对应泵壳体内设有半圆弧形状滑道，斜盘摇架位于该滑道内由排量控制机构调节其倾斜角度；为保证两个出油口工作状态时，斜盘摇架底部半圆弧与滑道间的浮动和润滑处于平衡，斜盘摇架底部半圆弧上的工艺油道为专门设计。
新型轴向柱塞变量泵柱塞滑靴底部的静压支撑面可满足两出油口工作状态时，静压支撑面与斜盘摇架支撑面旋转配合时油膜厚度需要，并使斜盘摇架处于平衡；滑靴静压支撑面结构设计过程中，经过了大量仿真运算和实验测试。滑靴其它部分与传统标准两油口对称配流轴向柱塞变量泵滑靴一致，都是滑靴顶部设有球窝，柱塞底端设有球头，滑靴顶部的球窝与柱塞底端的球头相互铰接匹配。
新型轴向柱塞变量泵缸体外形呈圆柱状，缸体的油槽口与泵后盖上的油流窗口分度圆直径一致；因泵后盖上的油流窗口为非对称配流结构，非对称串联结构油流窗口尺寸为专门设计，因此缸体油槽口完全按照两个串联油流窗口结构尺寸进行设计；同时，缸体母线与柱塞孔轴线相平行，主轴与缸体内孔采用渐开线花键连接。
为保证两出油口工作状态时，新型泵回程盘的强度和寿命满足使用要求，回程盘的结构尺寸为专门设计；回程盘和滑靴设于缸体与斜盘摇架之间，回程盘上设有限位孔，限位孔对称布置；回程盘中央内孔为曲线过渡弧形，与压紧弹簧的铜盖形成滑动摩擦副；滑靴置于回程盘限位孔中，呈与回程盘限位孔相匹配的凸台状，由回程盘限位。
下面结合具体图示，对本发明实现的技术手段、创作特征进一步阐述：
如图7至27所示，为可平衡差动缸流量差的非对称配流轴向柱塞变量泵的所有结构示意图。图7、8为泵剖面结构示意图，包括：壳体1、泵后盖2、主轴3、设置有柱塞孔4的缸体5、缸体5上与柱塞孔4相适配的柱塞6等元件。图9为主轴3，与主轴3相连接的元件有，壳体1上的轴承和密封、缸体5中心孔、泵后盖2轴承；壳体1与泵后盖2通过间隙凸台连接定位，使壳体1与泵后盖2内的轴承保持同心，保证主轴3正常工作；主轴3由轴承定位后，主要功能是驱动缸体旋转。图10为柱塞6，为减轻柱塞质量，减小柱塞随缸体旋转时产生的离心力，柱塞6采用环形中空结构，中间底部设有阻尼油孔。图11、12、13、14为缸体5，缸体5外形呈圆柱状，中心线与柱塞孔4轴线相平行，中心孔内部设有弹簧腔，装有主弹簧20，其作用是满足轴向柱塞变量泵启动时的预压紧力，主弹簧20由弹簧卡圈ⅱ25定位；缸体5中心设有内花键孔7，主轴3穿过缸体5与内花键孔7配合，内花键采用渐开线花键，保证主轴3驱动缸体5旋转时平稳顺畅；缸体5顶端为平面，该端面与配流盘8之间组成一对配合摩擦副，配流盘8背面也为平面，与泵后盖2连接；缸体5底端为柱塞孔4，孔内柱塞6的滑靴11与斜盘摇架9端面组成一对配合摩擦副，斜盘摇架9与壳体1滑动连接；图14中可见缸体上的油槽口。
图15为配流盘结构示意图；图16为柱塞、滑靴、回程盘和斜盘摇架组合局部放大结构示意图（图7中d放大）；图17为回程盘立体结构示意图；图18为斜盘摇架立体结构示意图。回程盘10和若干滑靴11设于缸体5与斜盘摇架9之间，回程盘10上设有若干限位孔12，滑靴11分别设于回程盘10上的限位孔12中，回程盘10上的限位孔12分别与柱塞6底端滑靴部分位置一一对应，滑靴11呈与限位孔12相适配的凸台状；回程盘10限位滑靴11目的是，把滑靴11压制限位于斜盘摇架9支撑面上，保证滑靴11相对斜盘摇架9支撑面进行旋转滑动；柱塞6底端设有球头13，球头13内部加工有阻尼油道，滑靴11设有球窝14，滑靴11所属球窝14与柱塞6底端球头13为一对铰接摩擦副，该结构可保证各柱塞6与滑靴11在斜盘摇架9上旋转的稳定性及可靠性；另外，铜质球铰23通过内花键与主轴3连接，回程盘10中央内孔与球铰23的外表面滑动连接。
图19为排量控制机构15剖面结构示意图，排量控制机构15设于斜盘摇架9水平两端；排量控制机构15结构为变量活塞总成，变量活塞分别在弹簧力和液压力的作用下伸出和缩回；利用排量控制机构15可实现斜盘摇架9倾斜角度改变，进而实现泵输出流量变化。
图20、21、22、23、24、25、26、27为泵的所有外形结构示意图。图20为新型轴向柱塞变量泵外形立体结构示意图；图21为泵壳体立体结构示意图；图22为连接法兰和放置轴承、旋转密封位置图；图23为放置斜盘摇架结构位置图；图24为泵后盖立体结构示意图；图25为泵后盖放置配流盘位置结构示意图；图26为泵后盖三个油口结构位置示意图；图27为泵后盖油流通道结构示意图。
以上所述仅为本发明的较佳实施例而已，并不用以限制本发明，凡在本发明的精神和原则之内，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。