第四节轴向柱塞泵和轴向柱塞马达DOC.docx
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第四节轴向柱塞泵和轴向柱塞马达
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（又称为端面配流轴向柱塞泵）大类。
阀式配流轴向柱塞泵的配流阀通常采用锥阀结构，密封能力强，因而在配流阀处的泄漏量小。
但是由于配流阀有一定的质量引起的惯性和柱塞底部死容积的影响，使泵的转速受到了限制。
阀式配流的轴向柱塞泵目前应用较少。
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（图3-4-1a）；斜轴式指传动轴轴线与圆盘轴线一致，与缸体轴线倾斜（图3-4-1b）。
图3-4-1
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7～9个缸孔），配流盘量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。
在柱塞的底部柱塞、缸孔和配流盘形成了多个密封工作腔，由于配流盘的分割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；还一部分除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γ决定，γ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。
图3-4-2
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，并由于连杆的强制作用使柱塞产生往复运动。
图3-4-3
如图3-4-3所示，法兰传动轴为输入轴，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，其中心点为G，分布圆半径为r。
连杆2的另一端球头交界在柱塞3上，其中心点为B，分布圆半径为R。
若法兰轴以角速度Ω等速旋转，当法兰轴旋转某角度θ（θ=Ωt），在连杆2的轴线与柱塞3的轴线之间形成夹角τ时，连杆锥面与与柱塞内壁接触，带动缸体旋转。
缸体的转角为φ缸体的旋转角速度为ω，则φ=ωt，连杆将按顺序分别与柱塞内壁接触拨动缸体旋转。
因此在运动过程中，从一根连杆与柱塞内壁接触转换为另一根连杆与柱塞内壁接触的过程中，连杆与柱塞内壁间要发生撞击现象。
由于缸体相对与传动轴具有倾角γ，因而在法兰轴旋转时，法兰盘通过连杆带动柱塞在缸体内左直线往复运动。
当柱塞外伸时，柱塞底部工作腔容积增加形成真空，油箱中的液体在大气压力的推动之下经过吸油管路和配流盘的吸油窗口吸入油液，这就是斜轴泵的吸油过程；当住塞向缸孔内缩回时柱塞底部工作腔容积收缩，一部分液体被强迫通过配流盘的排油窗口和泵的排油口排出液压泵，这就是斜轴泵的排油过程。
由于柱塞在缸体上时均布的，所以柱塞的伸出和缩回也是在同时进行的。
故当传动轴连续旋转时，斜轴泵可以连续的吸入和排出液体。
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γ，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
2）斜轴泵的流量Q
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（3—40）和ZB（3—41）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（3—42）、Dynapower（3—43）、A4V（3—44）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.CY14—1B型轴向柱塞泵
如图3-4-3所示。
CY14—1B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7～9个柱塞缸孔，每个缸空中均装有一个柱塞，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
图3-4-3
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。
图3-4-4
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CY14—1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。
CY14—1B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。
CY14—1B泵传动轴为整体式结构。
3）ZB泵通过安装在传动轴输入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。
CY14—1B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。
CY14—1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，配流判断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，由于变量斜盘直成灾滚动轴承上，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。
图3-4-6SUNDSTRAND轴向柱塞泵
四.斜轴式轴向柱塞泵的结构
斜轴式轴向柱塞泵的柱塞与斜盘之间是由连杆和两个铰链连接起来的，这样可以消除柱塞所受的弯矩。
根据缸体的驱动方式，这种泵分为单万向铰式、双万向铰式和无万向铰式。
目前应用较为广泛的是无万向铰式。
图3-4-7为斜轴泵的结构。
该泵为定量泵，由传动轴1、法兰盘2、连杆3柱塞4、缸体5、壳体6、中心杆7、配流盘8等零件组成。
在壳体6内安置传动轴1和阀兰盘2，法兰盘与传动轴并为一体。
缸体内附带七个柱塞和球头连杆3，缸提倾斜传动轴25°。
球头连杆3的一头铰接在阀兰盘球窝上，另一头铰接在柱塞4内。
缸体安装在中间中心杆7上。
该泵配流盘为球面配流式。
球面配流盘能自动定心，能保证缸体和配流盘间密封性良好。
斜轴泵可以通过变量机构改变缸体与传动轴的倾斜角γ，γ可在
25°范围内变化，使泵的排量可变，成为变量泵。
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
早期的轴向柱塞泵柱塞与斜盘采用点接触的结构，由于处在高压区的柱塞与斜盘的接触应力过大，常常发生金属烧结现象。
为此出现了带滑履式的轴向柱塞泵，变柱塞与斜盘的点接触为面接触，减小接触应力。
但仅仅如此还不能满足工作要求，因为滑靴与斜盘之间的相互作用力很大（例如，当柱塞的直径为20㎜，斜盘的倾角为20°，泵的工作压力为31.5Mpa时，柱塞与斜盘之间的相互作用力可达10700N），导致滑靴在斜盘上面滑动时的摩擦力很大，摩擦产生的高热量仍然会将滑靴烧毁。
为此滑靴采用了静压支承的原理防止滑靴与斜盘之间的干摩擦。
其原理如下：
（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。
图3-4-8
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①承压油膜的反推力；②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4—44），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，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。
abc
图3-4-9
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Nsinγ的作用下，缸孔因弹性变形所产生的分布应力为σ1和σ2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。
图3-4-10
3.配流盘与缸底（图3—7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
图3-4-11
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（N－F）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。
图3-4-11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3—49所示为带有动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3—39断面A—A）。
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。
图3-4-12
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。
图3-4-13
图3—49球面配流盘结构
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CY14—1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3—47）。
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。
图3-4-14
旋转手轮，可操纵变量活塞沿其轴线方向移动通过销轴拨动斜盘绕其耳轴的中心旋转。
从而改变斜盘的倾斜角度，改变柱塞的行程，实现液压泵排量的变化。
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
图3-4-15
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（F1－F2）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CCY14—1B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成一个伺服系统。
3.手动比例遥控伺服变量
如图3—53所示，在控制侧，由手动比例减压阀产生与手柄倾角α承比例的控制压力p2（减压后压力），在被控制侧，变量机构应是弹簧对中等积小油缸，依手柄倾角α而设定每一个压力p2值，通过与弹簧力的平衡关系，得到变量活塞一个确定的位置，使泵的斜盘产生一确定的倾角，从而达到连续比例遥控变量的目的。
这是一种廉价的控制方案，虽然控制精度不一定很高，但对于常见的工程机械能满足使用要求。
下面说明手动设定压力的原理：
手柄中位时（指α=0°～3°），阀芯6ˊ被复位弹簧7ˊ推至最上端，如图3—53a）所时，工作油口b与会油口O相通，输出压力为零。
当手柄倾角α增大时，蝶形盘2压下触头3并经滑动套4、弹簧5推阀芯下移，走过封油长度△l，打开减压口△h，切断a至O的通路。
P1经减压口△h降为p2，则p2＜p1，二次油压p2作用在阀芯下端方向向上，与调压弹簧作用力向平衡，力的平衡关系为：
K7位复位弹簧刚度数值较小，且（△h+△l）也很小，故两者乘积可忽略。
减压口△h很小，为简化计算，近似认为△h=0，则有
式中：
A——阀芯面积；
p2——输出压力；
S5——调压弹簧预紧力；
S7——复位弹簧预紧力；
R——手柄摆动中心至阀芯中心线的距离；
α——手柄摆角；
△l——封油长度；
△h——减压口开度；
K7——复位弹簧的刚度。
上是反应了p2与手柄摆角α成正比的关系，由此可画出比例减压阀输出压力特性曲线（图3—53b）由图可知，当α在3°～15°范围内变化时，p2线性
图3-4-16手动比例遥控伺服变量原理
上升，其斜率由
决定。
4.电液伺服阀控制变量
图3—54所示为电
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