新型疊滾型二維活塞泵的設(shè)計(jì)及效率研究

賈文昂，倪子帆，李展尚，陳統(tǒng)中，李 勝

(1.浙江工業(yè)大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，杭州 310023；2.浙江工業(yè)大學(xué) 特種裝備制造與先進(jìn)加工技術(shù)教育部/浙江省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，杭州 310023)

液壓泵作為液壓系統(tǒng)中的動(dòng)力元件，發(fā)展歷史已經(jīng)超過(guò)一百年，主要型式可分為齒輪泵、葉片泵和柱塞泵[1-2]。其中柱塞泵因其功率密度大、額定工作壓力高、方便調(diào)節(jié)變量等優(yōu)點(diǎn)廣泛應(yīng)用于工業(yè)和行走液壓行業(yè)[3]，并且柱塞泵具有良好的自吸性能和較強(qiáng)的介質(zhì)適應(yīng)性[4]，有利于發(fā)揮液壓傳動(dòng)高功率密度的優(yōu)勢(shì)，廣泛應(yīng)用于航空、兵器等國(guó)防軍工部門及工程機(jī)械等民用經(jīng)濟(jì)部門，具有重要的軍事價(jià)值和廣闊的市場(chǎng)前景[5-6]。

傳統(tǒng)柱塞泵內(nèi)部結(jié)構(gòu)復(fù)雜，價(jià)格較昂貴，摩擦副較多，且壓力和轉(zhuǎn)速受到PV(壓力和速度的乘積)值的限制難以進(jìn)一步提高，在轉(zhuǎn)速不斷提高的過(guò)程中，傳統(tǒng)柱塞泵會(huì)受到其機(jī)械結(jié)構(gòu)的影響，泵軸和缸體受到的作用力會(huì)顯著增大，甚至?xí)斐杀幂S的斷裂和缸體的傾覆，不利于柱塞泵的高速化發(fā)展[7-8]。

提出了一種新型的疊滾型結(jié)構(gòu)的二維(2D)活塞泵，由高速電機(jī)驅(qū)動(dòng)，可實(shí)現(xiàn)高速旋轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)會(huì)受到導(dǎo)軌和錐滾輪的限制，其活塞同時(shí)進(jìn)行軸向往復(fù)運(yùn)動(dòng)，使吸排油腔容積發(fā)生周期性變化，實(shí)現(xiàn)吸排油功能。該活塞泵利用兩個(gè)導(dǎo)軌組的反向往復(fù)運(yùn)動(dòng)來(lái)平衡慣性力，增大了排油行程，提高了該活塞泵的功率質(zhì)量比和能效；改進(jìn)了傳統(tǒng)柱塞泵的配流機(jī)構(gòu)，減少了摩擦副和產(chǎn)生的泄漏，提高該活塞泵的容積效率；在吸排油口是周向旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，且吸排油口徑比較大，不易被油液中的污染物卡住，抗污染能力強(qiáng)。本文在對(duì)疊滾型2D活塞泵的結(jié)構(gòu)和工作原理進(jìn)行分析的基礎(chǔ)上，建立其理論模型對(duì)容積效率和機(jī)械效率進(jìn)行理論分析和計(jì)算，最后搭建疊滾型2D活塞泵的試驗(yàn)平臺(tái)進(jìn)行試驗(yàn)研究和驗(yàn)證。

1 疊滾型2D活塞泵結(jié)構(gòu)

1.1 疊滾型2D活塞泵結(jié)構(gòu)組成

新型疊滾型2D活塞泵的結(jié)構(gòu)，如圖1所示。

1.左端蓋;2.泵芯殼體;3.滾輪組件;4.同心環(huán);5.2D活塞;6.進(jìn)油口;7.泵殼;8.軸承;9.右端蓋;10.泵殼襯套;11.出油口;12.配流缸體;13.導(dǎo)軌卡軸;14.平衡導(dǎo)軌;15.驅(qū)動(dòng)導(dǎo)軌;16.軸承;17.密封蓋板;18.油封;19.傳動(dòng)軸。圖1 疊滾型2D柱塞泵結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Structure diagram of two-dimensional piston pump

疊滾型2D活塞泵除去端蓋和殼體，余下部分我們稱其為泵芯，本文主要介紹泵芯的結(jié)構(gòu)組成。

1.2 泵芯結(jié)構(gòu)組成

疊滾型2D活塞泵的泵芯按功能分可分為2D傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和吸排油機(jī)構(gòu)兩部分。2D傳動(dòng)機(jī)構(gòu)是實(shí)現(xiàn)吸排油腔容積規(guī)律變化的機(jī)構(gòu)部件，吸排油機(jī)構(gòu)是實(shí)現(xiàn)泵的吸油和排油的機(jī)構(gòu)部件。

2D傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，如圖2所示，主要由定子和轉(zhuǎn)子兩部分組成：定子部分由相互堆疊的錐滾輪構(gòu)成，安裝在開(kāi)有安裝槽的殼體上，錐滾輪相互接觸，可以相互滾動(dòng)，其空間位置關(guān)系是通過(guò)理論計(jì)算得出。轉(zhuǎn)子部分由兩個(gè)轉(zhuǎn)子組成，分別是活塞轉(zhuǎn)子和同心環(huán)轉(zhuǎn)子，如圖3、圖4所示；活塞轉(zhuǎn)子由導(dǎo)軌卡軸、平衡導(dǎo)軌、驅(qū)動(dòng)導(dǎo)軌和2D活塞組成，導(dǎo)軌和活塞都安裝在導(dǎo)軌卡軸上；同心環(huán)轉(zhuǎn)子由導(dǎo)軌卡軸、平衡導(dǎo)軌、驅(qū)動(dòng)導(dǎo)軌和同心環(huán)組成，導(dǎo)軌和同心環(huán)也都安裝在導(dǎo)軌卡軸上，導(dǎo)軌卡軸安裝在十字傳動(dòng)軸上，傳動(dòng)軸結(jié)構(gòu)如圖5所示，中間設(shè)有滾珠減少摩擦力。

圖2 二維傳動(dòng)機(jī)構(gòu)Fig.2 Two-dimensional transmission mechanism

圖3 活塞轉(zhuǎn)子Fig.3 The piston rotor

圖4 同心環(huán)轉(zhuǎn)子Fig.4 Concentric ring rotor

圖5 十字傳動(dòng)軸Fig.5 Cross drive shaft

泵的吸排油機(jī)構(gòu)主要包括配流缸體、吸排油腔和油液流道，如圖6所示。配流缸體的外圓柱表面與殼體襯套內(nèi)孔配合安裝，內(nèi)表面與同心環(huán)轉(zhuǎn)子過(guò)盈安裝，配流缸體的圓周面上開(kāi)有10個(gè)矩形過(guò)油孔。殼體襯套內(nèi)孔圓周表面也開(kāi)有10個(gè)矩形窗口，其中5個(gè)吸油窗口和5個(gè)排油窗口，吸油窗口和排油窗口的位置在圓周方向上交錯(cuò)排列，吸油窗口和排油窗口分別與流道殼體外表面的環(huán)形吸油通道和環(huán)形排油通道溝通。

圖6 吸排油機(jī)構(gòu)Fig.6 Oil suction and discharge mechanism

1.3 工作原理

疊滾型2D活塞泵的傳動(dòng)軸與與驅(qū)動(dòng)電機(jī)通過(guò)聯(lián)軸器連接，驅(qū)動(dòng)電機(jī)帶動(dòng)傳動(dòng)軸旋轉(zhuǎn)，從而使活塞轉(zhuǎn)子和同心環(huán)轉(zhuǎn)子沿著周向布置的定錐滾輪組做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，由于兩個(gè)轉(zhuǎn)子的驅(qū)動(dòng)導(dǎo)軌表面是等加速等減速曲面，因此會(huì)受到定錐滾輪組向外的力而進(jìn)行軸向的往復(fù)運(yùn)動(dòng)。同時(shí)由于兩個(gè)轉(zhuǎn)子是相互錯(cuò)位安裝，見(jiàn)圖2，即活塞轉(zhuǎn)子導(dǎo)軌的最高點(diǎn)對(duì)應(yīng)同心環(huán)轉(zhuǎn)子導(dǎo)軌的最低點(diǎn)，因此活塞轉(zhuǎn)子和同心環(huán)轉(zhuǎn)子在旋轉(zhuǎn)過(guò)程中，兩者與錐滾輪接觸的位置是相同的。在活塞轉(zhuǎn)子和同心環(huán)轉(zhuǎn)子軸向往復(fù)運(yùn)動(dòng)運(yùn)動(dòng)過(guò)程中，2D活塞和同心環(huán)組成了兩個(gè)吸排油腔。當(dāng)兩個(gè)轉(zhuǎn)子導(dǎo)軌表面向最高點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，2D活塞向右運(yùn)動(dòng)，此時(shí)左腔吸油，右腔排油；當(dāng)兩個(gè)轉(zhuǎn)子導(dǎo)軌表面向最低點(diǎn)轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，2D活塞向左運(yùn)動(dòng)，此時(shí)左腔排油，右腔吸油，以此來(lái)實(shí)現(xiàn)泵的吸排油功能。

如圖7所示，初始位置時(shí)，配流缸體與殼體襯套上窗口未溝通，2D活塞處于最左端，左腔容積最小，右腔容積最大；傳動(dòng)軸旋轉(zhuǎn)18°后工況為圖7(b)，配流缸體與殼體襯套的窗口從開(kāi)始溝通到完全溝通，左腔開(kāi)始吸油，右腔開(kāi)始排油，2D活塞運(yùn)動(dòng)至中間位置，兩腔容積相等；傳動(dòng)軸從18°旋轉(zhuǎn)至36°工況為圖7(c)，配流缸體與殼體襯套的窗口從完全溝通到不溝通，左腔繼續(xù)吸油，右腔繼續(xù)排油，2D活塞運(yùn)動(dòng)至最右端，此時(shí)，左腔容積最大，右腔容積最小；當(dāng)傳動(dòng)軸從36°旋轉(zhuǎn)至72°時(shí)，左腔進(jìn)行排油，右腔進(jìn)行吸油，2D活塞運(yùn)動(dòng)至最左端；至此，2D活塞泵完成一次吸排油工作，在旋轉(zhuǎn)一周的過(guò)程中，疊滾型2D活塞泵可實(shí)現(xiàn)5次吸排油，極大的增加了排量。

圖7 吸排油工作原理Fig.7 Working principle of oil absorption and discharge

2 效率損失分析

2.1 容積效率

容積效率是衡量柱塞泵性能的重要指標(biāo)之一,傳統(tǒng)柱塞泵的容積效率可達(dá)85%，研究柱塞泵容積效率是很有必要且備受關(guān)注[9-10]。南京建筑科技大學(xué)的焦龍飛等[11]研究了油液壓縮性對(duì)柱塞泵容積效率的影響，得到了油液壓縮性占總?cè)莘e效率損失的25.15%～30.33%的結(jié)論；溫州大學(xué)的湯何勝等[12]研究了滑靴副對(duì)柱塞泵容積效率的影響。因?yàn)榀B滾型2D活塞泵結(jié)構(gòu)之間存在間隙，高壓工作腔內(nèi)的高壓油液會(huì)泄漏至泵殼內(nèi)部、外部或者低壓工作腔中，就會(huì)出現(xiàn)實(shí)際輸出流量低于理論輸出流量的現(xiàn)象，為容積效率的損失。

泵的泄漏一般由外泄QoL和內(nèi)泄QiL組成，如圖8所示。

由于同心環(huán)，2D活塞和缸體之間的存在間隙h，可以使用標(biāo)準(zhǔn)泄漏方程式(1)計(jì)算外部泄漏流量

(1)

式中：D為2D活塞的外徑；μ為油液的動(dòng)力黏度；Lpr為左同心環(huán)與缸體之間的接觸長(zhǎng)度；PL為左工作腔瞬時(shí)壓力；PT為油箱的壓力；vpr為左同心環(huán)的運(yùn)動(dòng)速度；d為2D活塞的小徑；LD為同心環(huán)和2D活塞之間的最小接觸長(zhǎng)度。

圖8 泵的外部泄漏和內(nèi)部泄漏Fig.8 External leakage and internal leakage of the pump

2D活塞和左同心環(huán)的運(yùn)動(dòng)是相對(duì)的，因此不考慮由于剪切流作用在左同心環(huán)和2D活塞之間產(chǎn)生的外部泄漏。

內(nèi)部泄漏是由內(nèi)部軸向泄漏QiLa和內(nèi)部周向泄漏QiLr組成。如圖8所示，在2D活塞和缸體之間有兩個(gè)接觸長(zhǎng)度Lp1和Lp2，每種接觸長(zhǎng)度所占的寬度均為2D活塞圓周的一半。可以使用標(biāo)準(zhǔn)泄漏方程式(2)計(jì)算內(nèi)部軸向泄漏流量

(2)

式中：PR為右工作腔的瞬時(shí)壓力；vp為2D活塞的往復(fù)運(yùn)動(dòng)速度。

如圖9所示，在泵旋轉(zhuǎn)過(guò)程中會(huì)發(fā)生周向泄漏流量。當(dāng)旋轉(zhuǎn)時(shí)間接近0或π/2ω時(shí)，由標(biāo)準(zhǔn)泄漏方程計(jì)算的周向泄漏接近無(wú)窮大，這與實(shí)際情況不一致。在開(kāi)口和間隙的共同作用下，周向泄漏的端面密封在特定旋轉(zhuǎn)角度下變?yōu)榱司€密封。這種線密封狀態(tài)可以看作為零開(kāi)口狀態(tài)的閥口，從而導(dǎo)致所謂的瞬態(tài)泄漏，并且可以認(rèn)為是2D活塞泵的獨(dú)特現(xiàn)象。周向內(nèi)泄漏流量由式(3)可計(jì)算

(3)

式中：Lg為矩形開(kāi)口長(zhǎng)度；Lr為配流窗口流道與配流槽之間的接觸長(zhǎng)度；Cd為流量系數(shù)；ρ為油液密度。

圖9 進(jìn)出油口時(shí)周向泄漏流量Fig.9 Circumferential leakage flow during inlet and outlet

最后，如式(4)所示，在左工作腔排油時(shí)，可以通過(guò)對(duì)出口流量進(jìn)行積分來(lái)計(jì)算排出油液總量；然后，通過(guò)將所有排出油液與理論輸出的油液進(jìn)行比較，獲得理論容積效率η

(4)

式中：Qout為排出的油液量；t90°為泵從0°旋轉(zhuǎn)到90°的時(shí)間；n為電機(jī)轉(zhuǎn)速；VD為泵的排量。

2.2 機(jī)械效率

如圖10所示，當(dāng)錐滾輪在左導(dǎo)軌上滾動(dòng)時(shí)，軌道會(huì)受到垂直于錐滾輪與軌道之間接觸線的支撐力Fs。由于作用在導(dǎo)軌上的錐滾輪是成對(duì)的，并且在空間分布上對(duì)稱，所以它們的徑向分量可以相互抵消。如圖10(b)所示，將錐滾輪在導(dǎo)軌上的滾動(dòng)沿周向展開(kāi)，當(dāng)導(dǎo)軌向左運(yùn)動(dòng)時(shí)，導(dǎo)軌必然受到它們接觸點(diǎn)法線方向的支撐力Fsx，該支撐力Fsx是支撐力Fs消去徑向力的分力，與x軸之間存在壓力角θp。并且因?yàn)闈L動(dòng)摩擦力的存在，導(dǎo)軌還會(huì)受到沿切線方向的，與支撐力Fsx呈正比的滾動(dòng)摩擦力Ff。由于支持力Fx是支撐力Fsx和滾動(dòng)摩擦力Ff的x軸向合力，因此可以通過(guò)式(5)進(jìn)行計(jì)算

(5)

式中：θc為錐滾輪的錐頂角；μf為滾動(dòng)摩擦因數(shù)。

圖10 左導(dǎo)軌的受力分析，從0°旋轉(zhuǎn)至45°Fig.10 Force analysis of the left drive guide,rotation from 0° to 45°

壓力角θp可通過(guò)式(6)得出

(6)

式中：ω為旋轉(zhuǎn)角速度；Rr為導(dǎo)軌組外徑。

假設(shè)電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速是恒定的，因此周向受力平衡，則保持導(dǎo)軌組勻速旋轉(zhuǎn)的輸入扭矩Ti1可以由式(7)表示

(7)

式中，F(xiàn)i1為驅(qū)動(dòng)導(dǎo)軌組旋轉(zhuǎn)的力。

當(dāng)導(dǎo)軌組從45°旋轉(zhuǎn)到90°時(shí)，向左等減速運(yùn)動(dòng)。除了壓力角從最大角度變化到最小角度以外，導(dǎo)軌的受力方式一致，其輸入扭矩的公式與式(7)一致。

由于存在間隙，因此當(dāng)導(dǎo)軌旋轉(zhuǎn)時(shí)，它們會(huì)受到與轉(zhuǎn)速成正比的阻力轉(zhuǎn)矩，可以通過(guò)使用標(biāo)準(zhǔn)剪切流式(8)來(lái)獲得

(8)

式中：lp為2D活塞的長(zhǎng)度；lpr為同心環(huán)的寬度。

在高轉(zhuǎn)速下，旋轉(zhuǎn)的運(yùn)動(dòng)部件會(huì)受到攪油損失力矩的影響，疊滾型2D活塞泵的攪油損失扭矩可用式(9)來(lái)描述

Tc=5.44×10-5×n-1.88×10-9×n2

(9)

式中：n為電機(jī)轉(zhuǎn)速；攪油損失力矩的單位為N·m。

為了計(jì)算理論機(jī)械效率η，可通過(guò)式(7)～式(9)得到電動(dòng)機(jī)的輸入轉(zhuǎn)矩Tai

Tai=Ti1+Ti2+Ts+Tc

(10)

式中，Ti2為保持平衡組恒速旋轉(zhuǎn)的輸入扭矩。

因此，該泵的理論機(jī)械效率可以通過(guò)式(11)來(lái)表示

(11)

式中：Pi為左工作腔的壓力；t90°為導(dǎo)軌從0°旋轉(zhuǎn)到90°的時(shí)間，VD為泵的排量，m3/轉(zhuǎn)。

3 試驗(yàn)驗(yàn)證

為了驗(yàn)證理論分析的結(jié)果和證明疊滾型2D活塞泵具有較高的容積效率和機(jī)械效率，對(duì)該疊滾型2D活塞泵進(jìn)行了試驗(yàn)測(cè)試。試驗(yàn)使用的疊滾型2D活塞泵主要參數(shù)，如表1所示。

表1 泵主要參數(shù)Tab.1 Main pump parameters

搭建的試驗(yàn)臺(tái)如圖11所示，主要由一個(gè)供給泵、一個(gè)驅(qū)動(dòng)電機(jī)、一個(gè)扭矩/速度傳感器、一個(gè)流量計(jì)、一個(gè)溢流閥和兩個(gè)壓力傳感器組成。該疊滾型2D活塞泵由30 kW三相異步電機(jī)驅(qū)動(dòng)，最高轉(zhuǎn)速為20 000 r/min。在泵的進(jìn)出口安裝了壓力傳感器和流量計(jì)，壓力傳感器和扭矩/速度傳感器通過(guò)采集卡在計(jì)算機(jī)上顯示數(shù)據(jù)，流量計(jì)通過(guò)示波器顯示流量值，傳感器的相關(guān)參數(shù)如表2所示。

圖11 試驗(yàn)臺(tái)Fig.11 Test bench

表2 傳感器相關(guān)參數(shù)Tab.2 Sensor related parameters

試驗(yàn)溫度控制在20 ℃，在測(cè)試前已經(jīng)將疊滾型2D活塞泵冷卻至室溫。在測(cè)試過(guò)程中，被測(cè)泵的轉(zhuǎn)速和壓力均都迅速升到目標(biāo)的轉(zhuǎn)速和壓力值，使溫度升高帶來(lái)的影響最小化。

3.1 容積效率試驗(yàn)

在測(cè)試前，將圖11中的溢流閥調(diào)整到一定壓力并保持恒定，以保證系統(tǒng)負(fù)載壓力的穩(wěn)定。試驗(yàn)時(shí)，打開(kāi)供給泵，通過(guò)調(diào)節(jié)變頻器改變電機(jī)轉(zhuǎn)速，然后由示波器顯示并記錄下不同轉(zhuǎn)速下對(duì)應(yīng)的流量。以1 000 r/min為一個(gè)梯度提高轉(zhuǎn)速。圖12展示了試驗(yàn)時(shí)疊滾型2D活塞泵在不同轉(zhuǎn)速和不同負(fù)載壓力下的實(shí)際流量曲線；圖13展示了疊滾型2D活塞泵在不同轉(zhuǎn)速和不同負(fù)載壓力下的容積效率。

圖12 試驗(yàn)時(shí)所測(cè)不同轉(zhuǎn)速和不同負(fù)載壓力下流量Fig.12 The flow rate under different speed and different load pressure was measured in the experiment

在負(fù)載壓力為6 MPa時(shí)，轉(zhuǎn)速?gòu)? 000 r/min提升至6 000 r/min，容積效率從88.5%上升至98%，試驗(yàn)值與理論值偏差在3%左右；當(dāng)轉(zhuǎn)速為6 000 r/min時(shí)，負(fù)載壓力從5 MPa提升至8 MPa，容積效率從98.3%下降至96.7%，試驗(yàn)值與理論值偏差在2%左右。理論結(jié)果和試驗(yàn)測(cè)得的容積效率變化相吻合，驗(yàn)證了理論模型的準(zhǔn)確性，但是試驗(yàn)結(jié)果略低于理論結(jié)果，可能的結(jié)果是因?yàn)椋孩侬B滾型2D活塞泵工作一段時(shí)間后油溫升高，導(dǎo)致油液黏度下降，泄漏量增加；②疊滾型2D活塞泵的活塞、同心環(huán)、配流缸體偏心，增加了泄漏量。

圖13 不同轉(zhuǎn)速和不同負(fù)載壓力下的容積效率Fig.13 Volumetric efficiency at different speeds and under different load pressures

3.2 機(jī)械效率試驗(yàn)

在測(cè)量容積效率的過(guò)程中，通過(guò)扭矩/速度傳感器，可以得到實(shí)際的扭矩大小，如圖14所示；同時(shí)計(jì)算得到疊滾型2D活塞泵在不同轉(zhuǎn)速和不同負(fù)載壓力下的機(jī)械效率，如圖15所示。

如圖15所示，在負(fù)載壓力為6 MPa時(shí)，轉(zhuǎn)速?gòu)? 000 r/min 提升至6 000 r/min，機(jī)械效率從93%下降至74%，試驗(yàn)值與理論值偏差在7%左右；當(dāng)轉(zhuǎn)速為6 000 r/min 時(shí)，負(fù)載壓力從5 MPa提升至8 MPa，機(jī)械效率從69%上升至79.1%，試驗(yàn)值與理論值偏差在7%左右。在低轉(zhuǎn)速和低負(fù)載壓力條件下，試驗(yàn)測(cè)得的機(jī)械效率和理論結(jié)果幾乎相同，試驗(yàn)結(jié)果略低于理論分析結(jié)果，可能是因?yàn)橛捎诏B滾型2D活塞泵加工、裝配等誤差造成的。但是隨著轉(zhuǎn)速和負(fù)載壓力的不斷增大，試驗(yàn)結(jié)果與理論結(jié)果的差異逐漸增大，差異的增加可能是由于速度或負(fù)載壓力的增加導(dǎo)致軸向加速度的增加，導(dǎo)致導(dǎo)軌組和錐滾輪組之間的滾動(dòng)摩擦增加，滾動(dòng)摩擦的增大，影響了疊滾型2D活塞泵的機(jī)械效率。

圖14 試驗(yàn)時(shí)所測(cè)不同轉(zhuǎn)速和不同負(fù)載壓力輸出扭矩Fig.14 The output torque of different speed and load pressure was measured in the experiment

圖15 不同轉(zhuǎn)速和不同負(fù)載壓力下的機(jī)械效率Fig.15 Mechanical efficiency at different speeds and under different load pressures

4 結(jié) 論

(1) 分析了傳統(tǒng)柱塞泵受PV(速度和壓力的乘積)值的限制，其工作速度或壓力難以提高，提出了一種疊滾型結(jié)構(gòu)的2D活塞泵，其活塞可同時(shí)進(jìn)行周向旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)和軸向往復(fù)運(yùn)動(dòng)，使吸排油機(jī)構(gòu)的容腔體積發(fā)生周期性變化，實(shí)現(xiàn)吸油和排油的功能。疊滾型2D活塞泵具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、摩擦副少、容積效率高、機(jī)械效率高、功率質(zhì)量比高和可實(shí)現(xiàn)高速運(yùn)動(dòng)等優(yōu)點(diǎn)，該泵占用空間小，可用于供給小型電動(dòng)靜液壓執(zhí)行器。

(2) 建立了疊滾型2D活塞泵的理論模型，分析了該活塞泵的結(jié)構(gòu)間隙存在的泄漏而造成的容積效率的損失；分析了該活塞泵存在的滾動(dòng)摩擦和阻力扭矩等而造成的機(jī)械效率損失。

(3) 通過(guò)試驗(yàn)測(cè)試對(duì)疊滾型2D柱塞泵的理論模型進(jìn)行驗(yàn)證，當(dāng)負(fù)載壓力為6 MPa時(shí)，轉(zhuǎn)速?gòu)? 000 r/min提升至6 000 r/min，容積效率從88.5%上升到98%；機(jī)械效率從93%下降至74%；當(dāng)轉(zhuǎn)速為6 000 r/min時(shí)，負(fù)載壓力從5 MPa提升至8 MPa，容積效率從98.3%下降至96.7%；機(jī)械效率從69%上升至79.1%。試驗(yàn)獲得結(jié)果與理論結(jié)果誤差較小，驗(yàn)證了理論模型的正確性和疊滾型2D柱塞泵具有較高的容積效率和機(jī)械效率。