用于宽转速范围的内啮合齿轮泵的制作方法
专利名称：用于宽转速范围的内啮合齿轮泵的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种内啮合齿轮泵，根据权利要求1，它可以成环形齿轮泵和带充填片的泵。
这种内啮合齿轮泵必须具有很宽的转速范围。在低转速下它们应有很好的容积效率，因此必须做得泄漏隙要很窄。同时，在高转速下、在泵送介质从泵的吸入侧至泵的压力侧的通道上，它们应尽可能地不产生任何由于蒸汽和空气泡的气蚀引起的气蚀噪音。在内燃机和自动变速装置中的润滑、排送和变速或控制的泵均优先地采用这类齿轮泵，特别是在这些应用中，气蚀噪音令人烦恼。
通常，这些泵有一临界转速，超过了该转速，排液流量线偏离直线而变得越来越平坦。附
图1的曲线表示排液流量QH(纵坐标)作为转速n(横坐标)的函数以及有临界转速nkrit开始流量线从直线区偏离。流量线然后变得越来越平坦。
自临界转速nkrit向前推移，充满度因之而变为小于1，因此，与几何排送容积相比，在齿腔中存在介质排送量的不足。不足部分的空间，部分地由输送介质的蒸汽，部分地由介质中分离出来的空气和部分地由通过泄漏点吸入的漏气所充填。临界转速根本上是由啮合区的临界圆周速度所定义，在该临界圆周速度下，根据伯努利定律(Bernoulli′s Law)，液体的静压越来越多地转化为动压。如果静压降至低于液体的蒸汽压力，就会形成汽泡，这些汽泡受减低了的静压的支配，而且直到汽泡的静压升高到超过蒸汽压力之前它们不会再度凝结。
值得注意的是，这里所考虑的齿轮泵的临界转速几乎与介质的粘度无关。通常，预期在很粘的介质的情况下的临界转速要比稀薄液体介质情况下的要低些。然而，事实并不是这样。查阅对这现象的似乎合理的解释，动压仅与密度呈线性关系并速度平方成正比。因此，具有相同的圆周速度的类似的泵中，临界转速几乎简直就在同一个点上与泵的设计和介质的粘度无关(也就是不管有和没有充填片)。实际上，没有任何情况被证实可能很大程度地去影响临界转速，超过了它，由于齿根面形状的变形或外壳内的进口通道的变形或其它结构因素，泵就会明显地出噪声。
在这类泵的一个特点简单的设计中，传动齿轮比环形齿轮少一个齿，也就是这是一种称为常压油泵的泵，在该泵中，传动齿轮的每个齿在密封状态与环形齿轮的齿永久地配合。在这种情况下，对常压油泵适用的啮合形式基本上均可被采用并保证在传动齿轮和环形齿轮的齿间，即使在压力区，有足够的密封。纯摆线啮合特别适合于这类常压油泵，在这样的啮合中，齿轮的齿头和齿谷具有摆线的轮廓，它们由与对应的齿轮座标轴作同心地伸展的固定的圆周上滚动而形成。传动齿轮的齿头和环形齿轮的齿谷，每个都有外摆线形状，外摆线是由滚动第一个圆形成，传动齿轮的齿谷和环形齿轮的齿头均有内摆线形状，内摆线由滚动第二个圆形成，两个滚动的圆的圆周之和在每种情况下等于在固定的齿圆上的齿轮的齿的节距。这类啮合的例子在德国的出版的技术文件3938346.6中和德国专利P4200883.2-15中作了描述。
然而，传动齿轮和环形齿轮的齿数差也可以大于1。但是，为了确保相对小的平均齿数足以满足要求和从而保持大的排液小室，齿数差不应过大。因此齿数差最好不大于3。
如果齿数差大于1，在最深的齿啮合点的对面的区域内，通常必须设置一个充填片，该充填片至少充填在两齿轮的头部圆之间的自由空间的沿圆周的中部，于是就可确保在那里的必要的密封。这种型式的泵由于其特别好的运转无噪音而著称。
这类泵适用于，例如液压输送系统。特别是，这类泵也用汽车发动机和/或变速装置的油泵或液压泵。汽车发动机和变速装置运行在一很宽的转速范围内，主转速比为12∶1或更大。
内燃机的润滑油泵的理想供油量，在自动变速装置中必须另外执行为液压轴部件和转换器供压力的功能，同时要充满在发动机和变速装置两者中以防气蚀，只有在第三档以下与转速成正比。在高转速区段内，油的需要量的增加比发动机转速的增加要少得多。因此，希望有一种驱动一调节的润滑油或液压油泵，或有一种排液量随转速可调的泵。
液压泵，油泵和/或润滑油泵的最常见的形式是齿轮泵，因为它简单、便宜而可靠。其缺点是，每一转的理论供油量是常数，也就是供油量与转速成正比。
迄今为止，要在低损耗下，从一定的转速开始向前增加转速时避免不必要的泵特性的唯一的切实可行的方法是控制吸入。因为流动阻力随液体速度增加而成倍地增加，在吸入管道内设置一节流圈时，随着转速增加，齿轮箱的入口处的静压越来越降低直到达到气蚀压力值为止，也就是直到压力降低于油的蒸汽压。到那时，排液小室内含有部分液体油，部分油蒸汽，和部分吸入的空气，并受明显地低于大气压的静压的支配。事情很简单，例如，用合适的狭窄的吸入管道或用一个孔板或由一吸入滑阀交替地处于可控态来规定或控制在吸入管内的流动阻力到这种程度以达到齿轮泵的有效排液广泛适应流量需求线的目的。
这种控制的缺点是气蚀会再次发生。因为由液体和低的绝对压力支配的气体组成小室的内含突然转移至高压区，这类情况在这类泵系统中是有常有的，小室内含有的气体组分剧烈地爆聚、结果导致不希望有的噪音和小室壁面的毁坏。
为了避免爆聚，通过缩短在缩小的排液室区域内的出口喇叭口，以逐步压缩给小室内含物有足够的时间将静压增加到适当的程度，使当小室与出口通道连接时在那里不发生气泡早已再次凝结于液体中或已溶解于液体中。缩小的排液小室相互间必须很好地密封，使通过将两个依次相连的小室互相分开的两个齿的齿谷间的外排压力对着排液方向不能有可观程度的传播。在泵的排液侧，小室与排液的压力空间相连接致使若小室未被液体完全地充满，排液压力在那里不起作用，从结构上保证了防止在低转速下有很高的挤油压力。若小室在吸入侧已全部充满了液体，这是在低转速下的情况，在小室内的较高的挤出压力将朝着有压力的排液空间方向上将单向阀打开，使排油以略高于排液压力的压力流入压力空间，该压力相当于单向阀的开启压力和在那里的流动阻力。
这种结构可从DE-PS3，005，657了解到。在后者中通往出口通道的轴向孔腔在外壳内延伸通过有压力的泵的一半处并内含单向阀，该单向阀与齿轮箱相隔一段距离而且仅在位于相关的腔孔前的小室的压力超出出口通道的压力时才开启。
该泵有相当长的轴向长度。所用的弹簧阀易损坏。此外，排液小室至出口通道的不固定的联接是它的缺点。其结果是，泵内的压力分布不利于避免由气蚀引起的聚爆，而且泵在运行中声音很大。
德国专利3，933，978的常压油泵有更多的优越性，在该专利中，通过在至少一个齿轮的齿间设置与相关齿相邻的排液小室相连接通道，在通道中放置了单向阀，该单向阀允许流体仅在排液方向通过有关通道，这样解决了缩小的排液小室在低转速下无气蚀运行的排油问题。然而，该泵在高转速下仍有很大的声音。
本发明优先要解决的问题是降低所指出的内啮合齿轮泵由气蚀引起的可观的噪音。
该问题由权利要求1所示的特征得到了解决。
合适的实施例由辅助的权利要求的特征所定义。
本发明的优点是基于下列运行方式在排液小室中的静压增加的时间在沿圆周方向上增加到相当程度以确保压力梯度dp/dt变小些。结果，气泡有足够的时间再次溶解或凝结，而在低压区则是安静无声的。因此避免了在高压下导致噪声和气蚀危害的令人忧虑的气泡的爆聚。这种压缩阶段的延长无论如何也不应由于100%地充满了密实的液体而导致挤压，即在低转速范围内。但是这会导致另一种型式的噪音和功率损失。
在这类泵中，挤出物油可通过一个孔从缩小的排液小室流入出口通道。若泵在低转速下运转，在泵的吸入区的所有排液小室完全充满了运行的液体。在它们被可观地缩小之前，这些全尺寸的排液小室与在压力区的一个孔或多个孔相交。之后发生的排液小室缩小的期间，挤出的油通过联接通道流入出口通道。若转速进一步增加直到在入口喇叭口内和正在增大的排液小室内发生气蚀，在联接通道至出口通道中的流动减慢并在转速再次增加时停止，最后甚至倒流。自出口通道进入缩小的排液小室的运行液体的倒流仍是保持很少量的，因为由于齿在它们上面经过，孔的交替的开和关随着转速的增加也变得越来越快，在联接通道中的液柱必定是连续地减速至零并又再次加速，而这样就导致泵在高转速下在所述的通道中有很高的视流阻。于是，残留的、自出口通道进入缩小的排液小室的很弱的液流所含的气蚀气泡小到不能使这些气泡在排液小室开始缩小的起点至出口通道的途中突然地破裂，从而保持了缓慢的压力升高，避免了所担心的气蚀危害和气蚀噪音。
在泵的低转速下，由液柱在源接通道中连续的加速和减速所产生的视阻力不再起任何作用，因为这里的过程进行得相当缓慢。挤出的油可通过孔(或多个)和联接通道流出。在联接通道中从一个状态到另一个状态的过渡是逐渐进行的。
每次一个齿在它们上面经过时，每个孔完全地被盖住或者至少大部分被盖住。
联接通道最好经过出口喇叭口进入出口通道。
根据优先的实施例，孔要比出口通道的喇叭口小，联接通道的横断面要比出口通道的要小。孔和联接通道的横断面愈小，则水力视阻力将愈大。孔与出口通道的喇叭口的尺寸之比，联接通道的横断面与出口通道的横断面之比可以是，例如5%或10%。为了保持流动视阻力和本发明所用的泵的转速间的依存关系，当然要求联接通道有相当长的长度。但这可自动地获得，因为孔必定离出口通道喇叭口有相当的距离。总之可以这样说，联接通道的长度应是它的横断面定性长度的若干倍。
视阻力的大小也受孔的径向布置的影响，孔离齿轮的基圆越近，它被齿遮盖所需的时间比孔经过对着它的齿谷即朝着排液小室开口的孔所需的时间越长。
因此宁可将孔做成在齿轮箱的端壁中的沟槽，该沟槽在传动齿轮或宁愿说是环形齿轮的啮合的基圆附近沿圆周方向上伸展。优选考虑在环形齿轮的基圆区形成沟槽，因为这里有足够的地方供开孔和联接通道。由于将孔做成在齿轮箱的端壁内沿圆周方向伸展的沟槽，孔可根据阻力效果很容易地给出尺寸。
孔在径向的长度最好是经过那里的齿高的1/5-1/3。
联接通道可直接开口于出口通道内，并以管状通道的形式铸入泵的外壳内。但是，对联接通道来说，以在齿轮箱壁内形成沟槽，由在它上面经过的带齿的齿轮体所覆盖更为可取。所述的沟槽位于齿轮箱的端壁而不是圆周壁内是有优越性的。后者在槽的机械结构上会更复杂些。
假如泵的平均齿数是少的，亦即如果只有一至两个不向喇叭口开口的排液小室往往位于喇叭口前方的缩小的排液小室区内，那末只需不多于一个的孔。有相对多的齿数时，在出口喇叭口前方的缩小的排液小室数相对地多，建议设置几个不重合的孔在圆周方向，鉴于为了使孔供足够多的小室之用，所述的孔不得不做得很长，致使视阻力变得过小，因为不再可能有至少近乎完全盖住的孔。
总之，可以这样说，孔的数目最好比在排液小室开始缩小点和有压力的喇叭口的起始点之间的封闭的排液小室的最大数目要少一个。
如果设置了几个孔，它们最好在圆周方向呈串联布置形式，并在所述的方向上具有约1/2齿节距的间隔。这不涉及到孔的中心距，而是指在每种情况下相互相对着的孔的边缘之间的间距。
基本上是这样，在用于汽车发动机和变速装置的泵，在任何情况下其孔数在实用上不能多，每个孔可通过单独的联接通道与出口通道相连接。
在齿数差为1的内啮合齿轮泵的优选实施例中，在圆周方向孔离出口通道的喇叭口的间距基本上等于进口通道喇叭口末端和出口通道喇叭口末端间的间距之半。
若齿数差大于1，亦即泵有一个充填片，孔至充填片的间距，自输送方向测量，最好基本为零。
根据本发明的内啮合齿轮泵的优先实施例包含有一个具有固定的或可变的节流圈的吸入控制。上面所描述的吸入控制的优点可以这种方式结合在根据本发明的内啮合齿轮泵中。
更可取的是，在圆周方向的孔的长度是基本上等于在孔的径向高度上经过的齿的厚度。这就保证了在低转速下有足够的挤出油流，并在高转速下有足够高的节流作用。
孔在圆周方向的布置也是十分重要的。在圆周方向孔至出口喇叭口的距离最好基本上等于齿的节距。
下面，参考示于图中的两个优先实施例，将对本发明作详细地解释，在那里图1是齿轮泵的排出流量/转速曲线;
图2是构成外壳的内啮合齿轮泵齿轮箱的端壁的正视图;
图3示意性地图示了根据本发明的常压油泵，其外壳的盖已被取走，且为更清楚起见，仅部分地表示出齿轮;
图4是一张类似于图3的图1示出一个根据本发明的另一个泵的实施例，其传动齿轮比环形齿轮少两个齿，故设置有一个充填片;
图5示出根据本发明的泵的排出流量QH作为转速n的函数图;
图6表示在联接通道中的漏油量QL作为这类泵的转速n的函数;
图7表示这类泵在进口喇叭处的吸入压力PS作为转速的函数;
图8表示这类泵在中间的压力PI和压差PI-PH作为转速的函数。
在图2中，所示的圆柱形齿轮箱2的端壁构成外壳。图2的右侧有肾形喇叭口11在盖内形成一凹槽;在进口喇叭口11内的流动方向如箭头所示。图2中所示的外壳的左侧，由数码20标出的是出口喇叭或肾状物20在外壳壁内构成凹槽，在喇叭口20的下部示出了在那里形成的联接通道33，在其对着流动方向的末端有孔30。
图3中示出的泵包含一个泵的外壳1，其罩盖从那里取走，故圆柱形齿轮箱2是被打开着的并可以看得见;在所述齿数箱中，环形齿轮3其周边装配在齿轮箱2的周壁8上。传动齿数4亦置于齿轮箱2内，它由泵的驱动轴10带动。在这方面，其它形式的装配也是可能的。传动齿轮有10个齿，而环形齿轮3有11个齿。啮合的型式是传动齿轮4所有的齿与环形齿轮3的锯齿呈固定式装配。结果，由传动齿轮和环形齿轮的齿谷形成的排液小室13和17相对于相邻的排液小室均持久地、充分地相封隔。泵的旋转方向是顺时针的，如轴10上的箭头所示。
齿轮的啮合是一种纯摆线啮合。在后者中，环形齿轮和传动齿轮的齿头和齿谷均有摆线的轮廓，该摆线由小圆沿着相应的齿数参考圆周滚动而形成，每个小圆的圆周等于齿节距之半。每个传动齿轮的齿头和环形齿轮的齿谷均有外摆线形状，而每个传动齿轮的齿谷和环形齿轮的齿头均有内摆线形状。形成外摆线的滚圆的直径等于形成内摆线的滚圆的直径。这类啮合在DE-OS3，938，346中作了详细的描述。
一个进口喇叭口11设置在齿轮箱2在图3俯视图后面的端壁22中，在图3中它被齿轮3和4部分地挡住以虚线表示。两个齿轮的轮廓线示于图3，在剩余的圆周上以点划线表示。环形齿轮3的圆心示于5，传动齿轮4的圆心示于6。
最深的齿啮合点示于7;齿尖接触点23在直径方向位于点7的对面。
在图的右半侧，在对着观察者的齿轮箱端壁22内，可以看到供液通道12的喇叭口11在所述的端壁内呈凹陷状，孔板14插入所述通道12起吸入控制的作用。喇叭口11亦称肾状吸入口，它自最深的齿啮合点7附近在圆周方向伸展至靠近齿尖接触点23。
出口通道21的喇叭口20位于图3的左半侧，且在齿轮箱2的看得见的端壁22内照例也呈凹陷状。可以看到，出口喇叭口或称出口肾形口20比进口喇叭口11明显地小，而在转动方向上的出口喇叭的末端至深齿啮合点7与进口喇叭口的末端至该点有相同的间距，在相对于转动方向的出口喇叭口的末端距最深齿啮合点7的距离约为80″。迄今在描述的实施例的范围内，泵的外壳的构造是众所周知。
在图3中，在自齿尖点23直至出口喇叭口20的起点的途中，可以看到有由点划线所包围的三个排液小室17，17.1和17.2，它们以顺时针方向自进口喇叭口11至出口喇叭口20转移输送液体。在排液小室的路途上，靠近相对应的有相对多的齿数的环形齿轮3的齿基圆处，在齿轮箱2的端壁22内设置了两个孔30和31，它们在所述端壁的圆周方向上伸展。孔30和31在靠近环形齿轮的基圆处，在所述的基圆之内伸展。两个孔30和31的每一个通过一段径向外伸的短管段与在圆周方向伸展的联接通道33相连，并连至出口通道的喇叭口20。径向通道部分，孔30、31和联接通道33均由在齿轮箱2的端壁22内的沟槽构成。它们可以例如有带圆角的矩形截面，其深度约等于所指的沟槽的宽度。联接通道33由带齿的环形齿轮3的环形部分连续地遮盖。
排液小室自刚离开齿尖接触点23不久就逐渐缩小，朝向所述的点的第一个孔30的末端，在圆周方向上，自所述的点起有一相对大的角距离，这里所述的距离基本上等于在所述的孔上经过的环形齿轮的齿节距的2/3，且以角度单位度量的。与此相比，在输送方向上的孔31的末端距出口喇叭口20的与之相对端稍远，与之的距离比一个齿的节距稍大些，故每当一排液小室与孔31脱离接触，该孔立即开始通入出口喇叭口20。两个孔30和31的相对端的间距是足够的大，致使孔30和31永不会由排液小室使它们连接起来;然而若孔是狭窄的，则间距要更大些。
当设计孔30和31时，要考虑所述孔的径向位置。因此，为了获得相等的开启和关闭的时间，孔30和31在圆周方向的长度必须是，孔离环形齿轮3的齿基圆的距离愈大，则该长度愈短。为了说明这个，孔30在径向上比孔31更靠里些，而比后者多少要短些。在所示例中两个孔均相对地短。在多数情况下，将它们做得长一点也是可能的。
根据图3的环形齿轮泵在低转速下运行时，通过通道33挤出的油的流量QL相对应于排液小室17、17.1和17.2的排液量。现在，随着转速增加，流经通道33的流动阻力亦随之而增大，因为孔30和31的开启时间愈来愈短。因此，在小室17，17.1和17.2中的压力PI随通过管道33的挤出油流量QL的减少而增大。这些情况仅适合于转速升高至在进口喇叭口11中，亦即在排液小室13中，不发生气蚀的转速。在高转速下，在气蚀的范围内，排出流量线(图5)相应地从直线的上升曲线过渡到近似水平线，在排液小室内的压力PI降至接近于大气压。因为吸入压力即使转速变化是保持常值，QL曲线现经过零点而且变为稍稍为负。这意味着有一点点油自出口喇叭口20经联接通道33回流入排油小室17，17.1和17.2。在很高转速下，这种转速在实用中是不用的，自出口喇叭口20至孔30和31的负的漏油流量QL由于视流阻的增加而再次趋向零线(图6)。
图7示出了在进口喇叭口处的对应的吸入压力PS作为转速的函数，而图8代表这类泵的中间的压力PI和压差PI-PH作为转速n的函数。
实施例作若干变动是可能的。例如，孔30，31和通道可由单根蛇形槽构成，该槽沿顺时针方向伸展在图3中自孔30的右端至其左端，然后水平地至左边进入通道33并跟随着后者直到它垂直地向上伸展至孔31的下端为止，并跟随后者向上到其上端并自后者的端部最终进入通道33的左侧，跟踪通道至喇叭口20。此外，举例说，孔30，31可以做成以螺旋形或圆圈形方式伸展。
象根据图3的泵那样，在图4中所示的泵有外壳41，在其中装配了环形齿轮43，它与传动齿轮44啮合。吸入管52，其中装有一孔板54，用于吸入控制，该管接入进口喇叭口51，而出口喇叭口62与出口通道61相连。然而，与按图3的泵形成对照，这里的传动齿轮44比环形齿轮43少两个齿，致使在最深的齿啮合点的对面，即在图4中的底部，必须放置一个充填片以便在那里提供必要的密封。正如在上文中很清楚地看到，在本实施例中泵的放置方向也是顺时针的。
正如从图中清楚地看到，充填片60在其两端被削短，因为已经很窄的充填片再过度地逐渐变薄会导致不希望有的颤振。充填片的两端均被切掉致使在各种情况下传动齿轮的一个齿和环形齿轮的一个齿同时与充填片接合和脱离。
齿啮合是这样构成的，齿在刚碰到充填片之前互相啮合，而刚过充填片末端之后相互脱离。这意味着齿的啮合和脱离点位于两齿轮头部圆的交点附近。在这些交点前和后，即在图4中粗略表示为齿轮轨道上部的2/3内处，传动齿数的每个齿与环形齿轮的每个齿一直是啮合的。现在，根据本发明，这里的两孔70和71也设置在供液方向的充填片60的末端和对着供液方向的出口喇叭口62之间的区域内。该两孔70和71通过联接通道73与出口通道的喇叭口62相连接。至于说到这种结构的功能和运行方式，基本上和按图3的泵相同。其唯一的差别是在这里通过孔70的71所缓和的缩小的排液小室的区域，在泵的低转速下，仅在图4中的充填片的左端和出口喇叭口62的下端之间伸展。
换句话说，本发明的原理的应用与按图3的泵是相同的。
权利要求
1.用于宽转速范围的内啮合齿轮泵包括-含有齿轮箱(2)的外壳(1，41)，-在外壳(1，41)内的环形齿轮(3，43)，-传动齿轮(4，44)，它比环形齿轮(3，43)少一个或若干个齿，该齿轮与环形齿轮(3，43)相啮合并装配在后者中，-传动齿轮的齿，它们与环形齿轮(3，43)的齿一起形成逐渐增大后又逐渐缩小的依次相连的工作液体的排液小室(13，17，17.1，17.2)和将上述小室相互间密封起来，-穿过外壳(1，41)的，用于供给和排出工作液体的进口和出口通道(12，21，52，61)，-该进、出口在最深的齿啮合点(7)的两侧开口于齿轮箱(2)内，-所述喇叭口(11，20，51，62)为排液小室(17，17.1，17.2，13)在它上面经过，-以及远离最深齿啮合点(7)的出口通道(21，61)的喇叭口(20，62)位于靠近最深齿啮合点(7)使它与排液小室(17)开始缩小的点之间每每有不至一个的排液小室(17，17.1，17.2)，其特征是-在渐缩排液小室区内，在齿轮箱(2)的壁内，与出口通道(21，61)的喇叭口(20，62)沿圆周隔一段间距处至少布有一个孔(30，31，70，71)，排液小室(17，17.1，17.2)和由齿限定的上述小室交替地在孔上面经过，-孔(30，31，70，71)通过一个连接通道(33，73)与出口通道相连接；以及-在每个齿的通道上的孔(30，31，70，71)被所述齿完全地或至少在很大程度上盖住。
2.根据权利要求1的内啮合齿轮泵，其特征是，孔(30，31，70，71)与出口通道(21，61)的喇叭口(20，62)相比是小的，联接通道(33，73)的横截面，与出口通道(21，61)的横截面相比，是小的。
3.根据权利要求1或2的内啮合齿轮泵，其特征是，孔(30，31，70，71)以在齿轮箱(2)的一个端壁(22)内的沟槽来构成，在传动齿轮(4)的齿的基圆附近的圆周方向上伸展，或更为可取的是在环形齿轮(3)的齿基圆附近的圆周方向伸展。
4.根据权利要求1或3的内啮合齿轮泵，其特征是，孔(30，31，70，71)径向长度为在它上面经过的齿高的1/5-1/3。
5.根据权利要求1或3的内啮合齿轮泵，其特征是，联接通道(33，73)是由齿轮箱(2)的壁(22)内的沟槽构成，该沟槽由带齿的齿轮(3，43)体遮盖。
6.根据权利要求5的由啮合齿轮泵，其特征是，联接通道(33，73)自孔(30，31，70，71)在径向上分支。
7.根据权利要求1至6的任一个的具有齿数差的内啮合齿轮泵，其特征是，孔(30，31，73)自出口通道(21，61)的喇叭口(20，62)在圆周方向上的间距基本上等于进口通道的喇叭口末端和出口通道的喇叭口末端之间的距离之半。
8.根据权利要求1至6的任一个的内啮合齿轮泵，其齿数差大于1以及在齿轮(43，44)头部圆之间并对着最深齿啮合点的空间内含有一个充填片(60)，其特征是，孔(70)在排液方向上测定的离充填片(60)的压力侧一端的间距基本上等于零。
9.根据权利要求1至8的任一个的内啮合齿轮泵，其特征是，在沿圆周方向依次相连地布置多个孔(30，31，70，71)的情况下，所述孔间的间距约为齿节距之半。
10.根据权利要求9的内啮合齿轮泵，其特征是，孔(30，31，70，71)通过一公共的联接通道(33，73)与出口喇叭口(20，62)相连接。
11.根据权利要求1至10的任一个的内啮合齿轮泵，其特征是，它包含一个置于进口通道(12，52)内的固定的或可变的节流圈(14，54)的吸入控制。
12.根据权利要求1至11的任一个的内啮合齿轮泵，其特征是，孔(30，31，70，71)在沿圆周方向的长度基本上等于在孔的平面上经过的齿的厚度。
13.根据权利要求1至12的任一个的内啮合齿轮泵，其特征是，孔(31，73)至出口通道喇叭口(20，62)沿圆周方向上的距离基本上等于齿节距。
全文摘要
在内啮合齿轮泵中，该泵亦可做成带吸入控制的泵，为了减少在压力区内不希望有的气蚀效应，且要让油自齿轮齿间的缩小的排液小室内流出，设置了一个阻力控制的过流通道，其朝向移动着的排液小室的开口交替地被齿数的至少一个齿打开或关闭。
文档编号F04C15/00GK1103136SQ94102640
公开日1995年5月31日 申请日期1994年3月4日 优先权日1993年3月5日
发明者西格弗里德·A·艾森曼 申请人:西格弗里德·A·艾森曼
技术领域：
本发明涉及一种内啮合齿轮泵，根据权利要求1，它可以成环形齿轮泵和带充填片的泵。
这种内啮合齿轮泵必须具有很宽的转速范围。在低转速下它们应有很好的容积效率，因此必须做得泄漏隙要很窄。同时，在高转速下、在泵送介质从泵的吸入侧至泵的压力侧的通道上，它们应尽可能地不产生任何由于蒸汽和空气泡的气蚀引起的气蚀噪音。在内燃机和自动变速装置中的润滑、排送和变速或控制的泵均优先地采用这类齿轮泵，特别是在这些应用中，气蚀噪音令人烦恼。
通常，这些泵有一临界转速，超过了该转速，排液流量线偏离直线而变得越来越平坦。附
图1的曲线表示排液流量QH(纵坐标)作为转速n(横坐标)的函数以及有临界转速nkrit开始流量线从直线区偏离。流量线然后变得越来越平坦。
自临界转速nkrit向前推移，充满度因之而变为小于1，因此，与几何排送容积相比，在齿腔中存在介质排送量的不足。不足部分的空间，部分地由输送介质的蒸汽，部分地由介质中分离出来的空气和部分地由通过泄漏点吸入的漏气所充填。临界转速根本上是由啮合区的临界圆周速度所定义，在该临界圆周速度下，根据伯努利定律(Bernoulli′s Law)，液体的静压越来越多地转化为动压。如果静压降至低于液体的蒸汽压力，就会形成汽泡，这些汽泡受减低了的静压的支配，而且直到汽泡的静压升高到超过蒸汽压力之前它们不会再度凝结。
值得注意的是，这里所考虑的齿轮泵的临界转速几乎与介质的粘度无关。通常，预期在很粘的介质的情况下的临界转速要比稀薄液体介质情况下的要低些。然而，事实并不是这样。查阅对这现象的似乎合理的解释，动压仅与密度呈线性关系并速度平方成正比。因此，具有相同的圆周速度的类似的泵中，临界转速几乎简直就在同一个点上与泵的设计和介质的粘度无关(也就是不管有和没有充填片)。实际上，没有任何情况被证实可能很大程度地去影响临界转速，超过了它，由于齿根面形状的变形或外壳内的进口通道的变形或其它结构因素，泵就会明显地出噪声。
在这类泵的一个特点简单的设计中，传动齿轮比环形齿轮少一个齿，也就是这是一种称为常压油泵的泵，在该泵中，传动齿轮的每个齿在密封状态与环形齿轮的齿永久地配合。在这种情况下，对常压油泵适用的啮合形式基本上均可被采用并保证在传动齿轮和环形齿轮的齿间，即使在压力区，有足够的密封。纯摆线啮合特别适合于这类常压油泵，在这样的啮合中，齿轮的齿头和齿谷具有摆线的轮廓，它们由与对应的齿轮座标轴作同心地伸展的固定的圆周上滚动而形成。传动齿轮的齿头和环形齿轮的齿谷，每个都有外摆线形状，外摆线是由滚动第一个圆形成，传动齿轮的齿谷和环形齿轮的齿头均有内摆线形状，内摆线由滚动第二个圆形成，两个滚动的圆的圆周之和在每种情况下等于在固定的齿圆上的齿轮的齿的节距。这类啮合的例子在德国的出版的技术文件3938346.6中和德国专利P4200883.2-15中作了描述。
然而，传动齿轮和环形齿轮的齿数差也可以大于1。但是，为了确保相对小的平均齿数足以满足要求和从而保持大的排液小室，齿数差不应过大。因此齿数差最好不大于3。
如果齿数差大于1，在最深的齿啮合点的对面的区域内，通常必须设置一个充填片，该充填片至少充填在两齿轮的头部圆之间的自由空间的沿圆周的中部，于是就可确保在那里的必要的密封。这种型式的泵由于其特别好的运转无噪音而著称。
这类泵适用于，例如液压输送系统。特别是，这类泵也用汽车发动机和/或变速装置的油泵或液压泵。汽车发动机和变速装置运行在一很宽的转速范围内，主转速比为12∶1或更大。
内燃机的润滑油泵的理想供油量，在自动变速装置中必须另外执行为液压轴部件和转换器供压力的功能，同时要充满在发动机和变速装置两者中以防气蚀，只有在第三档以下与转速成正比。在高转速区段内，油的需要量的增加比发动机转速的增加要少得多。因此，希望有一种驱动一调节的润滑油或液压油泵，或有一种排液量随转速可调的泵。
液压泵，油泵和/或润滑油泵的最常见的形式是齿轮泵，因为它简单、便宜而可靠。其缺点是，每一转的理论供油量是常数，也就是供油量与转速成正比。
迄今为止，要在低损耗下，从一定的转速开始向前增加转速时避免不必要的泵特性的唯一的切实可行的方法是控制吸入。因为流动阻力随液体速度增加而成倍地增加，在吸入管道内设置一节流圈时，随着转速增加，齿轮箱的入口处的静压越来越降低直到达到气蚀压力值为止，也就是直到压力降低于油的蒸汽压。到那时，排液小室内含有部分液体油，部分油蒸汽，和部分吸入的空气，并受明显地低于大气压的静压的支配。事情很简单，例如，用合适的狭窄的吸入管道或用一个孔板或由一吸入滑阀交替地处于可控态来规定或控制在吸入管内的流动阻力到这种程度以达到齿轮泵的有效排液广泛适应流量需求线的目的。
这种控制的缺点是气蚀会再次发生。因为由液体和低的绝对压力支配的气体组成小室的内含突然转移至高压区，这类情况在这类泵系统中是有常有的，小室内含有的气体组分剧烈地爆聚、结果导致不希望有的噪音和小室壁面的毁坏。
为了避免爆聚，通过缩短在缩小的排液室区域内的出口喇叭口，以逐步压缩给小室内含物有足够的时间将静压增加到适当的程度，使当小室与出口通道连接时在那里不发生气泡早已再次凝结于液体中或已溶解于液体中。缩小的排液小室相互间必须很好地密封，使通过将两个依次相连的小室互相分开的两个齿的齿谷间的外排压力对着排液方向不能有可观程度的传播。在泵的排液侧，小室与排液的压力空间相连接致使若小室未被液体完全地充满，排液压力在那里不起作用，从结构上保证了防止在低转速下有很高的挤油压力。若小室在吸入侧已全部充满了液体，这是在低转速下的情况，在小室内的较高的挤出压力将朝着有压力的排液空间方向上将单向阀打开，使排油以略高于排液压力的压力流入压力空间，该压力相当于单向阀的开启压力和在那里的流动阻力。
这种结构可从DE-PS3，005，657了解到。在后者中通往出口通道的轴向孔腔在外壳内延伸通过有压力的泵的一半处并内含单向阀，该单向阀与齿轮箱相隔一段距离而且仅在位于相关的腔孔前的小室的压力超出出口通道的压力时才开启。
该泵有相当长的轴向长度。所用的弹簧阀易损坏。此外，排液小室至出口通道的不固定的联接是它的缺点。其结果是，泵内的压力分布不利于避免由气蚀引起的聚爆，而且泵在运行中声音很大。
德国专利3，933，978的常压油泵有更多的优越性，在该专利中，通过在至少一个齿轮的齿间设置与相关齿相邻的排液小室相连接通道，在通道中放置了单向阀，该单向阀允许流体仅在排液方向通过有关通道，这样解决了缩小的排液小室在低转速下无气蚀运行的排油问题。然而，该泵在高转速下仍有很大的声音。
本发明优先要解决的问题是降低所指出的内啮合齿轮泵由气蚀引起的可观的噪音。
该问题由权利要求1所示的特征得到了解决。
合适的实施例由辅助的权利要求的特征所定义。
本发明的优点是基于下列运行方式在排液小室中的静压增加的时间在沿圆周方向上增加到相当程度以确保压力梯度dp/dt变小些。结果，气泡有足够的时间再次溶解或凝结，而在低压区则是安静无声的。因此避免了在高压下导致噪声和气蚀危害的令人忧虑的气泡的爆聚。这种压缩阶段的延长无论如何也不应由于100%地充满了密实的液体而导致挤压，即在低转速范围内。但是这会导致另一种型式的噪音和功率损失。
在这类泵中，挤出物油可通过一个孔从缩小的排液小室流入出口通道。若泵在低转速下运转，在泵的吸入区的所有排液小室完全充满了运行的液体。在它们被可观地缩小之前，这些全尺寸的排液小室与在压力区的一个孔或多个孔相交。之后发生的排液小室缩小的期间，挤出的油通过联接通道流入出口通道。若转速进一步增加直到在入口喇叭口内和正在增大的排液小室内发生气蚀，在联接通道至出口通道中的流动减慢并在转速再次增加时停止，最后甚至倒流。自出口通道进入缩小的排液小室的运行液体的倒流仍是保持很少量的，因为由于齿在它们上面经过，孔的交替的开和关随着转速的增加也变得越来越快，在联接通道中的液柱必定是连续地减速至零并又再次加速，而这样就导致泵在高转速下在所述的通道中有很高的视流阻。于是，残留的、自出口通道进入缩小的排液小室的很弱的液流所含的气蚀气泡小到不能使这些气泡在排液小室开始缩小的起点至出口通道的途中突然地破裂，从而保持了缓慢的压力升高，避免了所担心的气蚀危害和气蚀噪音。
在泵的低转速下，由液柱在源接通道中连续的加速和减速所产生的视阻力不再起任何作用，因为这里的过程进行得相当缓慢。挤出的油可通过孔(或多个)和联接通道流出。在联接通道中从一个状态到另一个状态的过渡是逐渐进行的。
每次一个齿在它们上面经过时，每个孔完全地被盖住或者至少大部分被盖住。
联接通道最好经过出口喇叭口进入出口通道。
根据优先的实施例，孔要比出口通道的喇叭口小，联接通道的横断面要比出口通道的要小。孔和联接通道的横断面愈小，则水力视阻力将愈大。孔与出口通道的喇叭口的尺寸之比，联接通道的横断面与出口通道的横断面之比可以是，例如5%或10%。为了保持流动视阻力和本发明所用的泵的转速间的依存关系，当然要求联接通道有相当长的长度。但这可自动地获得，因为孔必定离出口通道喇叭口有相当的距离。总之可以这样说，联接通道的长度应是它的横断面定性长度的若干倍。
视阻力的大小也受孔的径向布置的影响，孔离齿轮的基圆越近，它被齿遮盖所需的时间比孔经过对着它的齿谷即朝着排液小室开口的孔所需的时间越长。
因此宁可将孔做成在齿轮箱的端壁中的沟槽，该沟槽在传动齿轮或宁愿说是环形齿轮的啮合的基圆附近沿圆周方向上伸展。优选考虑在环形齿轮的基圆区形成沟槽，因为这里有足够的地方供开孔和联接通道。由于将孔做成在齿轮箱的端壁内沿圆周方向伸展的沟槽，孔可根据阻力效果很容易地给出尺寸。
孔在径向的长度最好是经过那里的齿高的1/5-1/3。
联接通道可直接开口于出口通道内，并以管状通道的形式铸入泵的外壳内。但是，对联接通道来说，以在齿轮箱壁内形成沟槽，由在它上面经过的带齿的齿轮体所覆盖更为可取。所述的沟槽位于齿轮箱的端壁而不是圆周壁内是有优越性的。后者在槽的机械结构上会更复杂些。
假如泵的平均齿数是少的，亦即如果只有一至两个不向喇叭口开口的排液小室往往位于喇叭口前方的缩小的排液小室区内，那末只需不多于一个的孔。有相对多的齿数时，在出口喇叭口前方的缩小的排液小室数相对地多，建议设置几个不重合的孔在圆周方向，鉴于为了使孔供足够多的小室之用，所述的孔不得不做得很长，致使视阻力变得过小，因为不再可能有至少近乎完全盖住的孔。
总之，可以这样说，孔的数目最好比在排液小室开始缩小点和有压力的喇叭口的起始点之间的封闭的排液小室的最大数目要少一个。
如果设置了几个孔，它们最好在圆周方向呈串联布置形式，并在所述的方向上具有约1/2齿节距的间隔。这不涉及到孔的中心距，而是指在每种情况下相互相对着的孔的边缘之间的间距。
基本上是这样，在用于汽车发动机和变速装置的泵，在任何情况下其孔数在实用上不能多，每个孔可通过单独的联接通道与出口通道相连接。
在齿数差为1的内啮合齿轮泵的优选实施例中，在圆周方向孔离出口通道的喇叭口的间距基本上等于进口通道喇叭口末端和出口通道喇叭口末端间的间距之半。
若齿数差大于1，亦即泵有一个充填片，孔至充填片的间距，自输送方向测量，最好基本为零。
根据本发明的内啮合齿轮泵的优先实施例包含有一个具有固定的或可变的节流圈的吸入控制。上面所描述的吸入控制的优点可以这种方式结合在根据本发明的内啮合齿轮泵中。
更可取的是，在圆周方向的孔的长度是基本上等于在孔的径向高度上经过的齿的厚度。这就保证了在低转速下有足够的挤出油流，并在高转速下有足够高的节流作用。
孔在圆周方向的布置也是十分重要的。在圆周方向孔至出口喇叭口的距离最好基本上等于齿的节距。
下面，参考示于图中的两个优先实施例，将对本发明作详细地解释，在那里图1是齿轮泵的排出流量/转速曲线;
图2是构成外壳的内啮合齿轮泵齿轮箱的端壁的正视图;
图3示意性地图示了根据本发明的常压油泵，其外壳的盖已被取走，且为更清楚起见，仅部分地表示出齿轮;
图4是一张类似于图3的图1示出一个根据本发明的另一个泵的实施例，其传动齿轮比环形齿轮少两个齿，故设置有一个充填片;
图5示出根据本发明的泵的排出流量QH作为转速n的函数图;
图6表示在联接通道中的漏油量QL作为这类泵的转速n的函数;
图7表示这类泵在进口喇叭处的吸入压力PS作为转速的函数;
图8表示这类泵在中间的压力PI和压差PI-PH作为转速的函数。
在图2中，所示的圆柱形齿轮箱2的端壁构成外壳。图2的右侧有肾形喇叭口11在盖内形成一凹槽;在进口喇叭口11内的流动方向如箭头所示。图2中所示的外壳的左侧，由数码20标出的是出口喇叭或肾状物20在外壳壁内构成凹槽，在喇叭口20的下部示出了在那里形成的联接通道33，在其对着流动方向的末端有孔30。
图3中示出的泵包含一个泵的外壳1，其罩盖从那里取走，故圆柱形齿轮箱2是被打开着的并可以看得见;在所述齿数箱中，环形齿轮3其周边装配在齿轮箱2的周壁8上。传动齿数4亦置于齿轮箱2内，它由泵的驱动轴10带动。在这方面，其它形式的装配也是可能的。传动齿轮有10个齿，而环形齿轮3有11个齿。啮合的型式是传动齿轮4所有的齿与环形齿轮3的锯齿呈固定式装配。结果，由传动齿轮和环形齿轮的齿谷形成的排液小室13和17相对于相邻的排液小室均持久地、充分地相封隔。泵的旋转方向是顺时针的，如轴10上的箭头所示。
齿轮的啮合是一种纯摆线啮合。在后者中，环形齿轮和传动齿轮的齿头和齿谷均有摆线的轮廓，该摆线由小圆沿着相应的齿数参考圆周滚动而形成，每个小圆的圆周等于齿节距之半。每个传动齿轮的齿头和环形齿轮的齿谷均有外摆线形状，而每个传动齿轮的齿谷和环形齿轮的齿头均有内摆线形状。形成外摆线的滚圆的直径等于形成内摆线的滚圆的直径。这类啮合在DE-OS3，938，346中作了详细的描述。
一个进口喇叭口11设置在齿轮箱2在图3俯视图后面的端壁22中，在图3中它被齿轮3和4部分地挡住以虚线表示。两个齿轮的轮廓线示于图3，在剩余的圆周上以点划线表示。环形齿轮3的圆心示于5，传动齿轮4的圆心示于6。
最深的齿啮合点示于7;齿尖接触点23在直径方向位于点7的对面。
在图的右半侧，在对着观察者的齿轮箱端壁22内，可以看到供液通道12的喇叭口11在所述的端壁内呈凹陷状，孔板14插入所述通道12起吸入控制的作用。喇叭口11亦称肾状吸入口，它自最深的齿啮合点7附近在圆周方向伸展至靠近齿尖接触点23。
出口通道21的喇叭口20位于图3的左半侧，且在齿轮箱2的看得见的端壁22内照例也呈凹陷状。可以看到，出口喇叭口或称出口肾形口20比进口喇叭口11明显地小，而在转动方向上的出口喇叭的末端至深齿啮合点7与进口喇叭口的末端至该点有相同的间距，在相对于转动方向的出口喇叭口的末端距最深齿啮合点7的距离约为80″。迄今在描述的实施例的范围内，泵的外壳的构造是众所周知。
在图3中，在自齿尖点23直至出口喇叭口20的起点的途中，可以看到有由点划线所包围的三个排液小室17，17.1和17.2，它们以顺时针方向自进口喇叭口11至出口喇叭口20转移输送液体。在排液小室的路途上，靠近相对应的有相对多的齿数的环形齿轮3的齿基圆处，在齿轮箱2的端壁22内设置了两个孔30和31，它们在所述端壁的圆周方向上伸展。孔30和31在靠近环形齿轮的基圆处，在所述的基圆之内伸展。两个孔30和31的每一个通过一段径向外伸的短管段与在圆周方向伸展的联接通道33相连，并连至出口通道的喇叭口20。径向通道部分，孔30、31和联接通道33均由在齿轮箱2的端壁22内的沟槽构成。它们可以例如有带圆角的矩形截面，其深度约等于所指的沟槽的宽度。联接通道33由带齿的环形齿轮3的环形部分连续地遮盖。
排液小室自刚离开齿尖接触点23不久就逐渐缩小，朝向所述的点的第一个孔30的末端，在圆周方向上，自所述的点起有一相对大的角距离，这里所述的距离基本上等于在所述的孔上经过的环形齿轮的齿节距的2/3，且以角度单位度量的。与此相比，在输送方向上的孔31的末端距出口喇叭口20的与之相对端稍远，与之的距离比一个齿的节距稍大些，故每当一排液小室与孔31脱离接触，该孔立即开始通入出口喇叭口20。两个孔30和31的相对端的间距是足够的大，致使孔30和31永不会由排液小室使它们连接起来;然而若孔是狭窄的，则间距要更大些。
当设计孔30和31时，要考虑所述孔的径向位置。因此，为了获得相等的开启和关闭的时间，孔30和31在圆周方向的长度必须是，孔离环形齿轮3的齿基圆的距离愈大，则该长度愈短。为了说明这个，孔30在径向上比孔31更靠里些，而比后者多少要短些。在所示例中两个孔均相对地短。在多数情况下，将它们做得长一点也是可能的。
根据图3的环形齿轮泵在低转速下运行时，通过通道33挤出的油的流量QL相对应于排液小室17、17.1和17.2的排液量。现在，随着转速增加，流经通道33的流动阻力亦随之而增大，因为孔30和31的开启时间愈来愈短。因此，在小室17，17.1和17.2中的压力PI随通过管道33的挤出油流量QL的减少而增大。这些情况仅适合于转速升高至在进口喇叭口11中，亦即在排液小室13中，不发生气蚀的转速。在高转速下，在气蚀的范围内，排出流量线(图5)相应地从直线的上升曲线过渡到近似水平线，在排液小室内的压力PI降至接近于大气压。因为吸入压力即使转速变化是保持常值，QL曲线现经过零点而且变为稍稍为负。这意味着有一点点油自出口喇叭口20经联接通道33回流入排油小室17，17.1和17.2。在很高转速下，这种转速在实用中是不用的，自出口喇叭口20至孔30和31的负的漏油流量QL由于视流阻的增加而再次趋向零线(图6)。
图7示出了在进口喇叭口处的对应的吸入压力PS作为转速的函数，而图8代表这类泵的中间的压力PI和压差PI-PH作为转速n的函数。
实施例作若干变动是可能的。例如，孔30，31和通道可由单根蛇形槽构成，该槽沿顺时针方向伸展在图3中自孔30的右端至其左端，然后水平地至左边进入通道33并跟随着后者直到它垂直地向上伸展至孔31的下端为止，并跟随后者向上到其上端并自后者的端部最终进入通道33的左侧，跟踪通道至喇叭口20。此外，举例说，孔30，31可以做成以螺旋形或圆圈形方式伸展。
象根据图3的泵那样，在图4中所示的泵有外壳41，在其中装配了环形齿轮43，它与传动齿轮44啮合。吸入管52，其中装有一孔板54，用于吸入控制，该管接入进口喇叭口51，而出口喇叭口62与出口通道61相连。然而，与按图3的泵形成对照，这里的传动齿轮44比环形齿轮43少两个齿，致使在最深的齿啮合点的对面，即在图4中的底部，必须放置一个充填片以便在那里提供必要的密封。正如在上文中很清楚地看到，在本实施例中泵的放置方向也是顺时针的。
正如从图中清楚地看到，充填片60在其两端被削短，因为已经很窄的充填片再过度地逐渐变薄会导致不希望有的颤振。充填片的两端均被切掉致使在各种情况下传动齿轮的一个齿和环形齿轮的一个齿同时与充填片接合和脱离。
齿啮合是这样构成的，齿在刚碰到充填片之前互相啮合，而刚过充填片末端之后相互脱离。这意味着齿的啮合和脱离点位于两齿轮头部圆的交点附近。在这些交点前和后，即在图4中粗略表示为齿轮轨道上部的2/3内处，传动齿数的每个齿与环形齿轮的每个齿一直是啮合的。现在，根据本发明，这里的两孔70和71也设置在供液方向的充填片60的末端和对着供液方向的出口喇叭口62之间的区域内。该两孔70和71通过联接通道73与出口通道的喇叭口62相连接。至于说到这种结构的功能和运行方式，基本上和按图3的泵相同。其唯一的差别是在这里通过孔70的71所缓和的缩小的排液小室的区域，在泵的低转速下，仅在图4中的充填片的左端和出口喇叭口62的下端之间伸展。
换句话说，本发明的原理的应用与按图3的泵是相同的。
权利要求
1.用于宽转速范围的内啮合齿轮泵包括-含有齿轮箱(2)的外壳(1，41)，-在外壳(1，41)内的环形齿轮(3，43)，-传动齿轮(4，44)，它比环形齿轮(3，43)少一个或若干个齿，该齿轮与环形齿轮(3，43)相啮合并装配在后者中，-传动齿轮的齿，它们与环形齿轮(3，43)的齿一起形成逐渐增大后又逐渐缩小的依次相连的工作液体的排液小室(13，17，17.1，17.2)和将上述小室相互间密封起来，-穿过外壳(1，41)的，用于供给和排出工作液体的进口和出口通道(12，21，52，61)，-该进、出口在最深的齿啮合点(7)的两侧开口于齿轮箱(2)内，-所述喇叭口(11，20，51，62)为排液小室(17，17.1，17.2，13)在它上面经过，-以及远离最深齿啮合点(7)的出口通道(21，61)的喇叭口(20，62)位于靠近最深齿啮合点(7)使它与排液小室(17)开始缩小的点之间每每有不至一个的排液小室(17，17.1，17.2)，其特征是-在渐缩排液小室区内，在齿轮箱(2)的壁内，与出口通道(21，61)的喇叭口(20，62)沿圆周隔一段间距处至少布有一个孔(30，31，70，71)，排液小室(17，17.1，17.2)和由齿限定的上述小室交替地在孔上面经过，-孔(30，31，70，71)通过一个连接通道(33，73)与出口通道相连接；以及-在每个齿的通道上的孔(30，31，70，71)被所述齿完全地或至少在很大程度上盖住。
2.根据权利要求1的内啮合齿轮泵，其特征是，孔(30，31，70，71)与出口通道(21，61)的喇叭口(20，62)相比是小的，联接通道(33，73)的横截面，与出口通道(21，61)的横截面相比，是小的。
3.根据权利要求1或2的内啮合齿轮泵，其特征是，孔(30，31，70，71)以在齿轮箱(2)的一个端壁(22)内的沟槽来构成，在传动齿轮(4)的齿的基圆附近的圆周方向上伸展，或更为可取的是在环形齿轮(3)的齿基圆附近的圆周方向伸展。
4.根据权利要求1或3的内啮合齿轮泵，其特征是，孔(30，31，70，71)径向长度为在它上面经过的齿高的1/5-1/3。
5.根据权利要求1或3的内啮合齿轮泵，其特征是，联接通道(33，73)是由齿轮箱(2)的壁(22)内的沟槽构成，该沟槽由带齿的齿轮(3，43)体遮盖。
6.根据权利要求5的由啮合齿轮泵，其特征是，联接通道(33，73)自孔(30，31，70，71)在径向上分支。
7.根据权利要求1至6的任一个的具有齿数差的内啮合齿轮泵，其特征是，孔(30，31，73)自出口通道(21，61)的喇叭口(20，62)在圆周方向上的间距基本上等于进口通道的喇叭口末端和出口通道的喇叭口末端之间的距离之半。
8.根据权利要求1至6的任一个的内啮合齿轮泵，其齿数差大于1以及在齿轮(43，44)头部圆之间并对着最深齿啮合点的空间内含有一个充填片(60)，其特征是，孔(70)在排液方向上测定的离充填片(60)的压力侧一端的间距基本上等于零。
9.根据权利要求1至8的任一个的内啮合齿轮泵，其特征是，在沿圆周方向依次相连地布置多个孔(30，31，70，71)的情况下，所述孔间的间距约为齿节距之半。
10.根据权利要求9的内啮合齿轮泵，其特征是，孔(30，31，70，71)通过一公共的联接通道(33，73)与出口喇叭口(20，62)相连接。
11.根据权利要求1至10的任一个的内啮合齿轮泵，其特征是，它包含一个置于进口通道(12，52)内的固定的或可变的节流圈(14，54)的吸入控制。
12.根据权利要求1至11的任一个的内啮合齿轮泵，其特征是，孔(30，31，70，71)在沿圆周方向的长度基本上等于在孔的平面上经过的齿的厚度。
13.根据权利要求1至12的任一个的内啮合齿轮泵，其特征是，孔(31，73)至出口通道喇叭口(20，62)沿圆周方向上的距离基本上等于齿节距。
全文摘要
在内啮合齿轮泵中，该泵亦可做成带吸入控制的泵，为了减少在压力区内不希望有的气蚀效应，且要让油自齿轮齿间的缩小的排液小室内流出，设置了一个阻力控制的过流通道，其朝向移动着的排液小室的开口交替地被齿数的至少一个齿打开或关闭。
文档编号F04C15/00GK1103136SQ94102640
公开日1995年5月31日 申请日期1994年3月4日 优先权日1993年3月5日
发明者西格弗里德·A·艾森曼 申请人:西格弗里德·A·艾森曼
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