内啮合齿轮泵和动力转向装置的制作方法

专利名称：内啮合齿轮泵和动力转向装置的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种适于液压动力转向装置的内啮合齿轮泵。
背景技术：
作为齿轮泵，有一种内齿轮回转泵，例如摆线泵。 一种这样的内
啮合齿轮泵已经被日本专利临时公布No.ll-117876 (下文中称为
"JP11匿117876")公开。在JP11-117876公开的内啮合齿轮泵中，排
出压力通过连通排出口的高压侧连通管路引导并施加到外转子的(排
出口侧的)外周边部分，而吸入压力(进口压力)通过连通吸入口的
低压侧连通管路引导并施加到外转子的(吸入口侧的)外周边部分。
由于压差，外转子被推向内转子，从而在相互啮合状态下减小外转子
内齿部分和内转子外齿部分之间的间隙。
内转子和外转子可操作地容纳在机壳(凸轮环)内。在内啮合齿
轮泵的操作过程中，即，当内转子由驱动轴驱动时，外转子通过外转旋转。

发明内容
在如JP11-117876 />开的内啮合齿轮泵中，假设内转子的轴线由 于内转子在驱动轴上的安装误差或由于内转子制造的个体差异而稍微 偏离驱动轴的轴线。由于内转子的轴线(即，几何中心)相对于驱动 轴的轴线(即，旋转中心)的稍微偏离，外转子的几何中心也偏离驱 动轴的轴线。当外齿轮在前面讨论的轴线间的稍微偏离(或稍微偏心) 的情况下旋转时，限定在凸轮环的内周边表面和外转子的外周边表面 之间的间隙空间也发生变化。就是说，内转子在偏心方向(或偏离方 向)上的外周边部分相比内转子的其它外周边部分来说对应于离驱动 轴的轴线最远的位置。因此，偏心方向上限定在凸轮环和外齿轮之间
的间隙空间变得最小。
然而，JP11-117876公开的内啮合齿轮泵难以将传递到凸轮环和 外转子之间的间隙空间内的排出压力进一步传递到前面提到的最小间 隙空间的下游侧。这导致作用在外转子外周边上的工作流体压力的压 力分布由于在外转子旋转方向上移动的最小间隙空间的位移而不希望 地变化。由于外转子外周边的压力分布中的这种不希望的变化，换句 话说，由于限定在凸轮环和外转子之间的间隙空间处的压力分布的这 种不希望的变化，外转子的操作和旋转变得不稳定，因而排出压力大 小也变得不稳定。
因此，鉴于前面描述的现有技术的缺陷，本发明的一个目的是提 供一种内啮合齿轮泵，其能够确保限定在凸轮环和外转子之间的间隙 空间处的稳定的压力分布，从而产生稳定的排出压力。
为了实现本发明前述的和其它的目的， 一种内啮合齿轮泵包括 具有外转子外壳部分的外壳；外转子，其可旋转地容纳在外转子外壳 部分中并具有形成在内周边上的内齿轮；内转子，其可旋转地设置在
外转子内周边上并且具有形成在外周边上并与内齿轮啮合的外齿轮； 驱动轴，其固定地连接到内转子上以用于在正转方向和反转方向中选
定的一个方向上驱动内转子；第一端口，其通向限定在在内、外齿轮 间的多个泵压室并设置在相对于使具有最大容量的泵压室的限定部分 和具有最小容量的泵压室的紧密啮合部分互相连接的第一轴线的一 侧；第二端口，其通向泵压室内并设置在相对于第一轴线的另一侧；
第一压力引导通道，其使第一端口和限定在外转子外周边上的间隙空 间的第一端口側区域互相连通；以及第二压力引导通道，其使第二端 口和限定在外转子外周边上的间隙空间的第二端口侧区域互相连通； 其中关于限定在外转子的外周表面和外转子外壳部分的内周表面之间 的间隙空间，垂直于第 一 轴线的第二轴线方向上的间隙空间的尺寸比 第 一 轴线方向上的间隙空间大。
根据发明的另一方面， 一种内啮合齿轮泵包括具有外转子外壳 部分的外壳；外转子，其可旋转地容纳在外转子外壳部分内并具有形
成在内周边上的内齿轮；内转子，其可旋转地设置在外转子内周边上 并且具有形成在外周边上并与内齿轮啮合的外齿轮；驱动轴，其固定 地连接到内转子上以用于在正转方向和反转方向中选定的一个方向上 驱动内转子；第一端口，其通向限定在在内、外齿轮间的多个泵压室 并设置在相对于使具有最大容量的泵压室的限定部分和具有最小容量 的泵压室的紧密啮合部分互相连通的第一轴线的一侧；第二端口，其 通向泵压室内并设置在相对于第一轴线的另一侧；第一压力引导通道， 其使第 一端口和限定在外转子的外周边上的间隙空间的第 一端口侧区 域互相连通；以及第二压力引导通道，其使第二端口和限定在外转子 的外周边上的间隙空间的第二端口侧区域互相连通；其中外转子外壳 部分的内周表面被形成大体椭圆形，使得第一轴线是短轴，而通过短 轴的中心并垂直于第一轴线的第二轴线是长轴，长轴的长度比短轴长。 根据发明的又一方面， 一种内啮合齿轮泵包括具有外转子外壳 部分的外壳；外转子，其可旋转地容纳在外转子外壳部分内并具有形 成在内周边上的内齿轮；内转子，其可旋转地设置在外转子的内周边 上并且具有形成在外周边上并与内齿轮啮合的外齿轮；驱动轴，其固 定地连接到内转子上以用于在正转方向和反转方向中选定的一个方向 上驱动内转子；第一端口，其通向限定在在内、外齿轮间的多个泵压 室并设置在相对于使具有最大容量的泵压室的限定部分和具有最小容 量的泵压室的紧密啮合部分互相连接的第一轴线的一侧；第二端口， 其通向泵压室并设置在相对于第一轴线的另一侧；第一压力引导通道， 其使第 一端口和限定在外转子的外周边上的间隙空间的第 一端口侧区 域互相连通；以及第二压力引导通道，其使第二端口和限定在外转子 的外周边上的间隙空间的第二端口侧区域互相连通；其中，关于在泵
周表面之间的间隙空间内的液压的压力分布，沿垂直于第一轴线的第 二轴线方向的间隙空间内的液压比沿第一轴线方向的间隙空间内的液 压大。
根据发明的再一个方面， 一种内啮合齿轮泵包括具有外转子外壳部分的外壳；外转子，其可旋转地容纳在外转子外壳部分内并具有 形成在内周边上的内齿轮；内转子，其可旋转地设置在外转子的内周 边上并且具有形成在外周边上并与内齿轮啮合的外齿轮；驱动轴，其 固定地连接到内转子上以用于在正转方向和反转方向中选定的一个方 向上驱动内转子；第一端口，其通向限定在在内、外齿轮间的多个泵 压室并设置在相对于使具有最大容量的泵压室的限定部分和具有最小 容量的泵压室的紧密啮合部分互相连接的第一轴线的一侧；第二端口 ， 其通向泵压室并设置在相对于第一轴线的另 一侧；第一压力引导通道， 其使第 一端口和限定在外转子的外周边上的间隙空间的第 一端口侧区 域互相连通；以及第二压力引导通道，其使第二端口和限定在外转子 的外周边上的间隙空间的第二端口侧区域互相连通；其中，在间隙空 间的第一端口侧区域内作用在外转子的外周边上的压力的合成矢量产
生在垂直于第一轴线的第二轴线和第一压力引导通道之间，而在间隙 空间的第二端口侧区域内作用在外转子的外周边上的一个压力的合成
矢量产生在第二轴线和第二压力引导通道之间。
根据发明的另一个方面， 一种液压动力转向装置，包括液压动 力缸，其具有第一和第二液压室，以补充适应于连接到被转向的负重 轮上的转向机构的转向力；连接到第一液压室的第一流体管路；连接 到第二液压室的第二流体管路；可逆式泵，其包括驱动轴、构造成 通过驱动轴的正转和反转对工作流体加压的多个泵压室、将泵压室和 第一流体管路互相连接的第一吸入和排出口和将泵压室和第二流体管 路互相连接连通的第二吸入和排出口以用于选择性地将工作流体从泵 压室供给到第一和第二流体管路中的任意一个、以及连接到驱动轴的 电动马达，以用于在正转方向和反转方向中选定的一个方向上旋转可 逆式泵，所述可逆式泵包括具有外转子外壳部分的外壳；外转子， 其可旋转地容纳在外转子外壳部分内并具有形成在内周边上的内齿 轮；内转子，其可旋转地设置在外转子的内周边上并且具有形成在外 周边上并与内齿轮啮合的外齿轮；驱动轴，其固定地连接到内转子上 以用于在正转方向和反转方向中选定的一个方向上驱动内转子；第一
吸入和排出口，其通向限定在在内、外齿轮间的多个泵压室并设置在 相对于使具有最大容量的泵压室的限定部分和具有最小容量的泵压室
的紧密啮合部分互相连接的第一轴线相对于；第二吸入和排出口，其 通向泵压室并设置在第一轴线的另一侧；第一压力引导通道，其使第 一吸入和排出口和限定在外转子的外周边上的间隙空间的第 一端口侧 区域互相连通；以及第二压力引导通道，其使第二吸入和排出口和限 定在外转子的外周边上的间隙空间的第二端口侧区域互相连通；其中
外转子外壳部分的内周表面被形成为大体椭圆形，，使得第一轴线是短 轴，而通过短轴的中心并垂直于第一轴线的第二轴线是长轴，长轴的 长度比短轴长。
本发明其它的目的和特征将参照附图从下面的描述中获得充分理


图l是为一实施例的内啮合齿轮泵可适用的液压动力转向装置的 系统图。
图2是该实施例的内啮合齿轮泵的纵向截面图。
图3是从驱动轴的轴线方向观察的该实施例的内啮合齿轮泵的径 向视图，其中内啮合齿轮泵处在第二外壳被移除的状态下。
图4是从驱动轴装配到其中的第一外壳中心孔的轴线方向观察的 第一外壳的径向视图。
图5是图示在y轴正方向上作用在外转子上的力F的作用方向与 泵性能之间关系的说明图。
图6是图示在y轴负方向上作用在外转子上的力F的作用方向与 泵性能之间关系的说明图。
图7是图示该实施例的内啮合齿轮泵在内转子中心Oin与驱动轴 中心O之间存在偏心(或偏离)的情况下的间隙空间D(第一和第二 区域D1-D2)的i兑明图。
图8是图示比较示例的内啮合齿轮泵在内转子中心Oin'与驱动轴 中心O'之间存在的偏心(或偏离)的情况下的间隙空间D'(第一
和第二区域D1' -D2')的说明图。
图9A-9D图示在比较示例的内啮合齿轮泵的操作过程中作用在该 泵的外转子上的力F的变化的说明图。
图10A-10D是图示在该实施例的内啮合齿轮泵的操作过程中作用 在该泵的外转子上的力F的变化的说明图。
图ll是图示第一变型内啮合齿轮泵的图。
图12是图示第二变型内啮合齿轮泵的图。
具体实施例方式
现参考附图，尤其是图1，本实施例的内齿轮回转泵被示例在车 辆液压动力转向装置中。
使用内啮合齿轮泵的液压动力转向装置的系统构造
图1显示了使用本实施例的内齿轮回转泵的液压动力转向装置的 系统构造。当驾驶员转动方向盘2a时，小齿轮轴2d通过转向轴2b 和管柱轴2c被驱动。齿条轴4a通过由齿条轴4a上的齿条和小齿轮轴 2d下端上的小齿轮构成的齿条-小齿轮机构在对应于小齿轮轴2d的旋 转方向的齿条轴的轴向上移动。然后，齿条轴4a的运动通过例如左、 右横拉杆和左、右转向节的转向杆系传递到相应的被转向的负重轮 (即，前负重轮)以用于转向。扭矩传感器3b安装到转向轴2b上， 用于检测由驾驶者通过方向盘2a施加到转向轴2b上的转向扭矩并向 电子控制单元(ECU)3a产生表示检测到的转向扭拒的方向和大小的 扭矩传感器信号。
液压操作的动力转向装置安装到齿条轴4a上，从而根据驾驶者施 加的转向扭矩输入来辅助齿条轴4a的运动。动力转向装置由可逆式内 啮合齿轮泵1(本实施例的偏心转子型内齿轮回转泵)和液压动力缸 4b组成。可逆式内啮合齿轮泵l由电动马达la驱动。液压动力缸4b 产生用于齿条轴4a向左或向右运动的转向助力。活塞4c可轴向运动 地设置在液压动力缸4b内。缸4b的内部空间被活塞4c分为两个室， 即，第一缸室4d和第二缸室4e。
第一缸室4d和内啮合齿轮泵1通过第一流体管路5a相互连接，
而第二缸室4e和内啮合齿轮泵1通过笫二流体管路5b相互连接。第 一流体管路5a通过第一吸入管路(或第一支管路)8a连接到储备罐8。 第二流体管路5b通过第二吸入管路(或第二支管路)8b连接到储备 罐8。第一吸入侧单向阀7e配置在第一吸入管路8a中，以仅允许工 作流体从储备罐8自由流动到第一流体管路5a中。第一吸入侧单向阀 7e防止工作流体从第一流体管路5a通过第一吸入管路8a回流到储备 罐8。第二吸入侧单向阀7f配置在第二吸入管路8b中，以仅允许工 作流体从储备罐8自由流动到第二流体管路5b中。第二吸入侧单向阀 7f防止工作流体从第二流体管路5b通过第二吸入管路8b回流到储备
第一和第二流体管路5a-5b借助于两个并联的连通管路(即第一 和第二连通管路6a-6b)不通过内啮合齿轮泵1相互连接。第一连通 管路6a的大体上的中点(下文中称为"第一接合部9a")和第二连通 管路6b的大体上的中点(下文中称为"第二接合部9b")通过第三连 通管路6c相互连接。故障安全阀9配置在第三连通管路6c内，用于 通过故障安全阀建立或阻断第一和第二连通管路6a-6b之间的流体连 通。故障安全阀9是常开的、单个螺线管致动的、双端口、双位置、 弹簧偏置的方向控制阀。
第一单向阀7a配置在第 一连通管路6a中并布置在第 一接合部9a 和第一流体管路5a之间。第二单向阀7b配置在第一连通管路6a中并 布置在第 一接合部9a和第二流体管路5b之间。第 一单向阀7a配置在 第一连通管路6a中，以仅允许工作流体从第一流体管路5a自由流动 到第一接合部9a。第二单向阀7b配置在第一连通管路6a内，以仅允 许工作流体从第二流体管路5b自由流动到第一接合部9a。
第三单向阀7c配置在第二连通管路6b中并布置在第二接合部9b 和第一流体管路5a之间。笫四单向岡7d配置在第二连通管路6b中 并布置在第二接合部9b和第二流体管路5b之间。第三单向阀7c配置 在第二连通管路6b中，以仅允许工作流体从第二接合部9b自由流动 到第一流体管路5a。第四单向阀7d配置在第二连通管路6b内，以仅
允许工作流体从第二接合部外自由流动到第二流体管路5b。
图1中，控制单元3a—般包括微型计算机。控制单元3a包含输 入/输出接口 (I/O)，储存器(RAM, ROM)和微处理器或中央处理 器(CPU)。控制单元3a的输入/输出接口 (I/O)接收来自各种发动 机/车辆开关和传感器(即，扭矩传感器3b、点火开关、曲柄角传感 器(曲轴位置传感器)、车辆速度传感器等)的输入信息。曲柄角传感 器产生表示发动机转速的传感器信号，而车辆速度传感器产生表示车 辆速度的传感器信号。在控制单元3a内，中央处理器(CPU)允许通 过I/O接口访问来自前面讨论的发动机/车辆开关和传感器的输入信息 数据信号。控制单元3a的CPU负责传送存储在储存器中的动力转向 控制程序并能够执行必要的算术和逻辑操作。计算结果(算术计算的 结果)(即，算出的输出信号，具体地，转向助力)通过控制单元的输 出接口电路传递至输出级，即，故障安全阀9的电磁螺线管和与内啮 合齿轮泵1驱动连接的马达la。内啮合齿轮泵的构造
(从轴向剖开的内啮合齿轮泵的纵向截面图) 从图2的截面可以看到，内啮合齿轮泵2以可逆式泵的方式操作。 内啮合齿轮泵l由第一外壳10、第二外壳20、外转子30、内转子40、 驱动轴50和凸轮环60组成。为说明本实施例，内啮合齿轮泵l的轴 线方向定义为z轴，而从吸入口 (入口)210(准确地，形成在第二外 壳20上的第二吸入口 )朝向排出口 (压力口 ) 220 (准确地，形成在 第二外壳20上的第二排出口 )且位于与z轴垂直的平面内的方向定义 为x轴。
凸轮环60形成为大体上环形构件，并容纳在第一和第二外壳 10-20中，准确地，容纳在第一外壳10的z轴正方向的面11和第二外 壳20的z轴负方向的面21中。外转子30和内转子40可操作地容纳 在凸轮环60的大体上圆柱形的孔内。更具体地，其中容纳有外转子 30的凸轮环60的内周边61 (作为外转子外壳部分)没有成形为完全 圆形，而是大体上椭圆形状(见图3)。
从图2的截面的左半部分可以清楚地看见到，第一吸入口 110设 置或形成在第一外壳10的z轴正方向的面11上，并相对于直线III-III 布署在x轴负方向上的区域内。另一方面，第一排出口120设置或形 成在第一外壳10的z轴正方向的面11上并相对于直线III-III布署在 x轴正方向上的区域内。 (径向视图)
图3显示了去除了第二外壳20的内啮合齿轮泵1的径向视图，而 图4显示了第一外壳10的径向视图。在图3-4中，垂直于x轴和z轴 两者的轴(见图2)定义为y轴。关于y轴，外转子30和内转子40 的完全啮合部分(完全啮合部分)的方向定义为y轴正方向。
如前所述，凸轮环60将外转子30容纳在大体上圆柱形的孔中， 而内转子40被容纳在外转子30的内部空间中。凸轮环60的内周边 61形成大体上椭圆形的镗孔。穿过驱动轴50的中心O并平行于x轴 的线II-II (第二轴线)对应于凸轮环内周边61的大体椭圆形的长轴。 穿过驱动轴中心O并平行于y轴从而垂直于长轴(即，第二轴线II-II) 的线1-1对应于凸轮环内周边61的大体椭圆形的短轴。长轴(第二轴 线II-II)的长度记为"b",而短轴(第一轴线I-I)的长度记为"a"。 长轴(第二轴线II-II)的长度"b"比短轴(第一轴线I-I)的长度"a" 长，即，b>a。
外转子30在其内周边上形成有内齿轮310。外转子30的外周表 面320与凸轮环内周边61的壁面凸轮连接，使得外转子30可旋转地 容纳在凸轮环60中。内转子40在其外周边上形成有外齿轮410。外 转子30的内齿轮310与内转子40的外齿轮410啮合。
内齿轮310的齿距(或圆周齿距)和外齿轮410的齿距(或圆周 齿距)相同。在示出的实施例中，外转子30的内齿轮310的齿数Zin 设计或设定为内转子40的外齿轮410的齿数Zex与"l"的和(Zex+1 )。 可选地，外转子30的内齿轮310的齿数Zin可以设定为内转子40的 外齿轮410的齿数Zex加上"2"或更多的和(Zex+2， Zex+3，或……)。
在示出的实施例中，外转子30的内齿轮310的齿数Zin设计为比
内转子40的外齿轮410的齿数Zex大"1"。因此，内齿轮310和外 齿轮410相互啮合，同时内转子40的轴线与外转子30的轴线偏心。 多个泵压室500限定在内齿轮310和外齿轮410之间。
第一吸入口 IIO和第一排出口 120形成在第一外壳IO上，并布置 在与泵压室500大体对应的区域内。最好如图4所示，第一吸入口 110 和第一排出口 120中的每一个都形成为大体月牙形凹入部分，使得第 一吸入口 110的大体月牙形凹入部分和第一排出口 120的大体月牙形 凹入部分关于图4的第一轴线I-I (短轴)(换句话说，关于图2的线 III-III)相互对称。月牙形第一吸入口 110连通第一流体管路5a，而 第一排出口 120的月牙形凹入部分连通第二流体管路5b(见图2)。操 作中，内转子40被旋转，从而也引起外转子30转动。在内、外转子 40和30的旋转过程中，通过限定在内转子40的外齿轮410和外转子 30的内齿轮310之间的间隙空间(齿之间的间隙)的容量的变化而产 生泵送动作。
如图3-4所见，形成在第一外壳10上的第一吸入口 110形成有在 x轴负方向上延伸的吸入侧压力引导通道lll。形成在第一外壳10上 的第一排出口 120形成有在x轴正方向上延伸的排出侧压力引导通道 121。相对于第一外壳IO的第一外壳中心孔的中心(即，驱动轴中心 O),这些压力引导通道lll和121布置在y轴负方向的区域内。吸入 侧压力引导通道(即，低压侧连通管路)111使第一吸入口 110和限 定在凸轮环60和外转子30之间的凸轮环和外转子间隙空间D互相连 同，以便将吸入口 110的液压引导到间隙空间D。另一方面，排出侧 压力引导通道(即，高压侧连通管路)121使第一排出口 120和凸轮 环和外转子间隙空间D互相连通，以便将排出口 120的液压引导到间 隙空间D。为简单起见，图中仅有第一外壳侧的压力引导通道111和 121清楚显示。虽然第二外壳侧的压力引导通道211和221没有清楚 地显示在图中，但是事实上，形成在第二外壳20上的第二吸入口 210 具有沿x轴负方向延伸的吸入侧压力引导通道211。形成在第二外壳 20上的第二排出口 220具有沿x轴正方向延伸的排出侧压力引导通道
221。相对于第二外壳20的第二外壳中心孔的中心(即，驱动轴中心 O),这些压力引导通道211和221布置在y轴负方向的区域内。吸入 侧压力引导通道(即，低压侧连通管路)211使第二吸入口 210和限 定在凸轮环60和外转子30之间的凸轮环和外转子间隙空间D互相连 通，以便将吸入口 210内的液压引导到间隙空间D。另一方面，排出 侧压力引导通道(即，高压侧连通管路)221使第二排出口 220和凸 轮环和外转子间隙空间D互相连通，以便将排出口 220内的液压引导 到间隙空间D。由相应附图标记lll， 121, 211，和221表示的压力引 导通道在下文中依次称为"第一吸入侧压力引导通道"、"第一排出侧 压力引导通道"、"第二吸入侧压力引导通道"和"第二排出侧压力引 导通道"。
在示出的实施例中，关于将吸入侧压力引导通道111的x轴负方 向最外端Cl和驱动轴中心O (内转子40的旋转中心)互相连接的直 线O-Cl的定义，直线O-Cl被构造成其相对于线I-I (第一轴线)顺 时针偏移60度。以类似的方式，关于将排出侧压力引导通道121的x 轴正方向最外端C2和驱动轴中心O (内转子40的旋转中心)互相连 接的直线0-C2的定义，直线0-C2被构造成其相对于线I-I逆时针偏 移60度(见图3)。
第一吸入侧压力引导通道111的x轴负方向最外端Cl形成为从 位于凸轮环内周边61上并从第 一吸入口 110和第一吸入侧压力引导通 道lll的接合部(对应于第一吸入侧压力引导通道111的x轴正方向 最内端)径向延伸的假定位置在周向上偏向第二轴线II-II (长轴)。 以类似的方式，第二吸入侧压力引导通道211的x轴负方向最外端形 成为从位于凸轮环内周边61上并从第二吸入口 210和第二吸入侧压力 引导通道211的接合部(对应于第二吸入侧压力引导通道211的x轴 正方向最内端)径向延伸的假定位置在周向上偏向第二轴线II-II (长 轴)。另一方面，第一排出侧压力引导通道121的x轴正方向最外端 C2形成为从位于凸轮环内周边61上并从第一排出口 120和第一排出 侧压力引导通道121的接合部(对应于第一排出侧压力引导通道121
的X轴负方向最内端)径向延伸的假定位置在周向上偏向第二轴线
II-II(长轴)。以类似的方式，第二排出侧压力引导通道221的x轴正 方向最外端形成为从位于凸轮环内周边61上并从第二排出口 220和第 二排出侧压力引导通道221的接合部(对应于第二排出侧压力引导通 道221的x轴负方向最内端)径向延伸的假定位置在周向上偏向第二 轴线II-II (长轴)。
由于偏心转子式内啮合齿轮泵1中外转子30和内转子40之间的 偏心，内齿轮310和外齿轮410随着啮合部分越来越靠近y轴正向端 A(对应于下文中要描述的完全啮合部分)啮合得更紧或更实。如图3 清楚所示，内齿轮310和外齿轮410在y轴正向端A彼此完全啮合， 从而泵压室500的容量在y轴正向端A (完全啮合部分)处变得最小。 相反地，当内齿轮310和外齿轮410的啮合部分更加接近对应于与y 轴正向端A相对的y轴负向端的限制部分B时，啮合部分转为脱离状 态。在对应于与y轴正向端A相对的y轴负向端的限制部分B处，内 齿轮310和外齿轮410变得彼此完全脱离，从而泵压室500的容量在 限制部分B处变得最大。
内齿轮310和外齿轮410之间的间隙设计为在限制部分B (对应 于y轴负向端)处大体上变为零间隙，且在两相对的齿的顶端之间没 有接触。
更具体地，当内转子40被驱动轴50逆时针旋转并从而外转子30 也在同一方向旋转时，相对于第一轴线I-I(短轴)的x轴负方向的泵 压室500的区域变为吸入区域510，其容量依照啮合的两个转子30和 40的逆时针旋转而增加。图3中，泵压室500的x轴负方向区域(左 侧区域)对应于第一和第二吸入口 110和210。另一方面，相对于第 一轴线I-I (短轴)的x轴正方向的泵压室500的区域变为排出区域 520，其容量依照两个转子的逆时针旋转而减小。图3中，泵压室500 的x轴正方向区域(右侧区域)对应于第一和第二排出口 120和220。 相反，当内转子40被驱动轴50顺时针旋转并从而外转子30也在同一 方向旋转时，泵压室500的x轴负方向区域(左侧区域)起到排出区
域的作用，其容量依照两个转子的顺时针旋转而减小，而泵压室500 的x轴正方向区域(右侧区域)起到吸入区域的作用，其容量依照两 个转子的顺时针旋转而增加。也就是说，吸入侧和排出侧的关系根据 转子30和40的旋转方向转换。为了以下讨论的简单起见，两个转子 被认定或假定为逆时针旋转。
与z轴平行布置的驱动轴50固定地连接到马达la的马达轴(见 图l)以驱动内转子40。在驱动轴50的旋转过程中，外转子30通过 内齿轮310和外齿轮410之间的啮合而与内转子40同方向旋转。内啮 合齿轮泵1通过在正转和反转方向中选定的一个方向上旋转驱动轴50 而起到可逆式泵的作用。
如前面讨论的，第一吸入侧压力引导通道111和第一排出侧压力 引导通道121形成为在x轴方向(即，沿长轴II-II方向)延伸。因此， 关于引入到凸轮环和外转子间隙空间D内的液压的压力分布，沿长轴 II-II方向的间隙空间D内的液压趋向于变得比沿短轴I-I方向的高。 沿长轴II-II方向的吸入口侧(第一和第二吸入口 110和210)的液压 变得大体上与第一和第二吸入侧压力引导通道111和211内的液压相 同。沿长轴II-II方向的排出口侧(第一和第二排出口 120和220)的 液压变得大体上与第一和第二排出側压力引导通道121和221内的液 压相同。
如上所述，因为凸轮环内周边61是大体椭圆形，相对于第一和第 二吸入侧压力引导通道111和211限定在长轴II-II 一侧上的间隙空间 D变得比相对于第一和第二吸入側压力引导通道111和211限定在限 制部分B—侧的间隙空间D要大。 (外转子在凸轮环内的移动)
如前面所讨论的，凸轮环60的内周边61成形为大体椭圆形，其 中沿x轴的第二轴线II-II作为长轴，而沿y轴的第一轴线I-I作为短 轴。短轴(沿y轴的第一轴线I-I)的长度记为"a"，而长轴(沿x轴 的第二轴线II-II)的长度记为"b" (>a)。在示出的实施例中，凸轮 环内周边61为大体椭圆形。凸轮环内周边61的形状不限于这种大体
椭圆形，而且凸轮环内周边61可以成形为由一对半圆相互结合或相互 连接而成的卵形。可选地，凸轮环内周边61的形状可以是几何学椭圆 形，其通过拉伸或挤压圆形而获得。
由于凸轮环内周边61的大体椭圆的形状(或大体上卵形形状或几 何学椭圆形形状)，关于限定在凸轮环60和外转子30之间的径向间隙 空间D，在x轴方向(第二轴线II-II方向)上延伸的径向间隙空间D 的尺寸比在y轴方向(第一轴线I-I方向)上延伸的径向间隙空间D 要大。从而，外转子30以下述方式容纳在凸轮环内周边61中，即， 可以在x轴方向移动。
限定在外转子的外周表面320和凸轮环60的内周表面(内周边 61)之间的间隙空间D在平行于x轴的第二轴线II-II上变为最大值。 凸轮环60的内周表面形成或成形为从平行于y轴的第一轴线I-I 一侧 到平行于x轴的第二轴线II-II 一侧在周向上连续变化。
作用在外转子上的力的作用方向和泵性能之间的关系
图5显示了沿y轴正方向作用在外转子30上的力F的作用方向 和泵性能之间的关系，而图6显示了沿y轴负方向作用在外转子30 上的力F的作用方向和泵性能之间的关系。
图5中，外转子30通过力F在y轴正方向上运动或移动，以在 限制部分B处减小内齿轮310和外齿轮410之间的齿顶间隙。从而， 借助于沿y轴正方向作用在外转子30上的力F，在限制部分B处内齿 轮310和外齿轮410之间的齿顶间隙变得最小。这有助于在限制部分 B处使从排出区域520到吸入区域510的工作流体的泄漏更少.
与上面相反，当力F如图6所示沿y轴负方向作用在外转子30 上时，限制部分B处内齿轮310和外齿轮410之间的齿顶间隙趋于增 加。这导致在限制部分B处工作流体泄漏的增加。
因此，当作用在外转子30上的力F具有y轴正方向的分力时， 工作流体的泄漏趋于减少，从而提高泵性能。相反，当作用在外转子 30上的力F具有y轴负方向的分力时，工作流体的泄漏趋于增加，从 而降低泵性能。
内转子的几何中心相对于驱动轴和外转子旋转轴线的偏离
图7显示了在本实施例的内啮合齿轮泵1中，在内转子40的几何 中心Oin与驱动轴50的中心O之间存在偏心(或偏离)的情况下， 内转子40的几何中心Oin与驱动轴50的中心O之间的偏心(偏离)、 限定在凸轮平内周边61和外转子外周表面320之间的间隙空间D以 及凸轮环内A边61的形状之间的关系。图8显示了在比较示例的内啮 合齿轮泵中，在内转子40'的几何中心Oin'与驱动轴50'的中心O'之间 存在的偏心(或偏离)的情况下，内转子40'的几何中心Oin'与驱动 轴50'的中心O'之间的偏心(偏离)、限定在凸轮环60'内周边和外转 子30'外周表面之间的间隙空间D'以及凸轮环60'内周边的形状之间的 关系。图7的实施例的内啮合齿轮泵1与图8的比较示例的内啮合齿 轮泵的区别在于，本实施例的凸轮环60的内周边61是具有沿x轴的 长轴(即，第二轴线II-II)和沿y轴的短轴(即，第一轴线I-I)的大 体椭圆形，而比较示例的凸轮环6(T的内周边是完全圆形。
在分别显示在图7-8中的本实施例的和比较示例的内啮合齿轮泵 中，假设由于安装误差或由于内转子制造的个体差异，内转子40和 40'的几何中心Oin和Oin '在x轴负方向上以同样的偏心距(或相同的 偏离量)Y稍微偏离于各自的驱动轴50和50'的中心O和O'。在图 7-8中，每个内转子40和40'的黑点表示偏离方向(或偏心方向)。注 意，由于安装误差或由于内转子制造的个体差异而出现的偏心距Y (即，内转子几何中心Oin、 Oin'相对于驱动轴中心O、 O'的偏离量) 与偏心转子型内啮合齿轮泵l固有的外转子/内转子偏心距不同。由于
内转子几何中心Oin、 Oin'相对于驱动轴中心O、 O'的偏心距(偏离 量)Y，与内转子40、 40'啮合的外转子30、 30'在x轴负方向上偏离 于驱动轴中心。
在存在这种偏心距(偏离量)Y的情况下，在驱动轴的旋转过程 中，内转子40、 40'旋转，同时其几何中心Oin、 Oin'相对于驱动轴中 心O， O'偏离偏心距Y。就是说，内转子40、 40'的几何中心Oin、 Oin'画了一个以驱动轴中心O、 O'为圆心、以偏心距Y为半径的圆。
圆心为O、 O'、半径为Y的圆是平面内与中心O、 O'的距离等于y的 所有的点的轨迹L、 L'。由于偏心距Y，内转子40、 40'绕驱动轴中心 O、 O'回转。
因此，在前面提到的偏离状态(偏心状态)下，其中内转子几何 中心Oin和Oin'在x轴负方向上以同样的偏心距(或相同的偏离量) Y稍微偏离于各自的驱动轴中心O和O'，关于限定在凸轮环60和外 转子30之间的间隙空间D和限定在凸轮环60'和外转子30'之间的间 隙空间D'，对应于x轴负方向间隙空间的第一区域Dl变为最窄区域。 相反，对应于x轴正方向间隙空间的第二区域D2变为最宽区域。随 着内转子40、 40'的逆时针旋转，最窄区域也沿逆时针方向运动。
作用在本实施例的外转子30上的力的变化与作用在比较示例 的外转子30'上的力的变化的比较
图9A-9D显示了在比较示例的内啮合齿轮泵的外转子30'的操 作过程中，作用在该泵上的力F的变化。另一方面，图10A-10D显示 了在本实施例的内啮合齿轮泵的外转子30的操作过程中，作用在该泵 上的力F的变化。假设在图9A-9D中显示的比较示例中，内转子40 '和外转子30'顺序地从图9A的位置通过图9B的位置和图9C的位 置到图9D的位置逆时针旋转。同样地，假设在图10A-10D中显示的 本实施例中，内转子40和外转子30顺序地从图10A的位置通过图10B 的位置和图10C的位置到图10D的位置逆时针旋转。
如前所述，第一吸入侧压力引导通道111的x轴负方向最外端Cl (即，径向最外端)形成为从位于凸轮环内周边61上并从第一吸入口 110和第一吸入侧压力引导通道111的接合部(对应于第一吸入侧压 力引导通道111的x轴正方向最内端)径向延伸的假定位置在周向上 偏向第二轴线II-II(长轴)。以类似的方式，第二吸入侧压力引导通 道211的x轴负方向最外端(即，径向最外端)形成为从位于凸轮环 内周边61上并从第二吸入口 210和第二吸入侧压力引导通道211的接 合部(对应于第二吸入侧压力引导通道211的x轴正向最内端)径向 延伸的假定位置在周向上偏向第二轴线II-II(长轴)。另一方面，第一排出侧压力引导通道121的x轴正方向最外端C2(即，径向最外端) 形成为从位于凸轮环内周边61上并从第一排出口 120和第一排出侧压 力引导通道121的接合部(对应于第一排出侧压力引导通道121的x 轴负方向最内端)径向延伸的假定位置在周向上偏向第二轴线II-II(长 轴)。以类似的方式，第二排出侧压力引导通道221的x轴正方向最外 端(即，径向最外端)形成为从位于凸轮环内周边61上并从第二排出 口 220和第二排出侧压力引导通道221的接合部(对应于第二排出侧 压力引导通道221的x轴负方向最内端)径向延伸的假定位置在周向 上偏向第二轴线II-II (长轴)。
对于前面讨论的第一吸入侧压力引导通道111、第二吸入侧压力 引导通道211、第一排出侧压力压力引导通道121、和第二排出侧压力 引导通道221的布置或配置，关于第一和第二吸入口 110和210—侧， 即，左侧(见图10A-10D和9A-9D ),作用在外转子30的外周表面320 上的合成矢量在(i)平行于x轴的第二轴线II-II (长轴)(该x轴垂 直于沿y轴的第一轴线I-I)和(ii)第一和第二吸入侧压力引导通道 111和211之间产生。另一方面，关于第一和第二排出口 120和220 一侧，即右侧(见图IOA-IOD和9A-9D)，作用在外转子30的外周表 面320上的合成矢量在(i)第二轴线II-II (长轴)和(ii)第一和第 二排出侧压力引导通道121和221之间产生。 (内转子的角位置"Pa")
在图10A-10D (本实施例)中和图9A-9D (比较示例)中， 一个 点的线表示工作流体流。
在图IOA和9A中显示的角位置"Pa"处，由于前面提到的偏心 距Y，内转子40、 40'的几何中心Oin、 Oin'在x轴负方向上偏离 于驱动轴中心O、 O'。外转子30、 30'也在x轴负方向上偏离于驱 动轴中心0、0'。从而限定在凸轮环内周边61和外转子外周表面320 之间的间隙空间D、 D'的第二区域D2、 D2'变为最宽区域，而间隙 空间D、 D'的第一区域D1、 Dl'变为最窄区域。通过通到第二区域 D2、 D2'的排出侧压力引导通道121、 121'供给到间隙空间D、 D'
的排出压力的工作流体的量变少。相反，关于吸入侧，由于最窄的第
一区域di、 Dr ，换句话说，由于吸入侧压力引导通道in (见图
10A中本实施例的内啮合齿轮泵)、111'(见图9A中比较示例的内 啮合齿轮泵)具有最小的开口区域，从间隙空间D、 D'的第一区域 Dl、 Dl'经过吸入侧压力引导通道lll、 iir抽取至泵压室的吸入区 域中的工作流体的量变得最少。
从排出侧压力引导通道121、 121'沿顺时针方向提供给间隙空间 D、 D'的排出压力的一部分通过吸入侧压力引导通道111、 111'被再 吸入或抽吸到泵压室。从排出侧压力引导通道121、 121'沿逆时针方 向提供给间隙空间D、 D'的排出压力趋于逐渐下降。从而，靠近x 轴正方向最外端的间隙空间D、 D'中的排出侧压力引导通道121、 121 '的液压变得最高。
因此，在图10A和9A中显示的角位置"Pa"处，外转子30， 30 '被迫沿着从排出侧压力引导通道121、 121'的x轴正方向最外端朝 向驱动轴中心O、 O'(内转子40、 40'的旋转中心)的方向上，换 句话说，位于x轴负方向和y轴正方向上(见图10A和9A中由粗线 矢量F表示的方向)。就是说，在图10A和9A中显示的角位置"Pa" 处，作用在外转子30、 30'上的合成矢量F具有y轴正方向的分力。 因此，在本实施例和比较示例的内啮合齿轮泵中，外转子30、 30'在 y轴正方向上移动，并且在限制部分B处，内齿轮310和外齿轮410 之间的齿顶间隙减小，从而减少工作流体泄漏，并因此防止泵性能降 低。
(内转子的角位置"Pb") 在图10B和9B中显示的角位置"Pb"处，由于前面提到的偏心 距Y，内转子40、 40'的几何中心Oin、 Oin'在y轴负方向上偏离 于驱动轴中心O、 O'。外转子30、 30'在外转子y轴负方向端处抵 接凸轮环内周边61、 61'。从而，y轴负方向的间隙空间D、 D'变 窄，而y轴正方向的间隙空间D、 D'变宽。吸入侧压力引导通道lll、 iir通到间隙空间第一区域Dl、 Dl'中，而排出侧压力引导通道
121、 121'通到具有与间隙空间第一区域Dl、 Dl'几乎相同的容量 的间隙空间第二区域D2、 D2'中。
关于从排出侧压力引导通道121、 121'到间隙空间D、 D'的工 作流体流的供应量，在顺时针方向上的工作流体流的供给较少。几乎 所有排出的工作流体都沿逆时针方向供给，然后通过吸入侧压力引导 通道被吸入或抽吸到泵压室内。
因此，以与图IOA和9A显示的角位置"Pa"类似的方式，在图 10B和9B显示的角位置"Pb"处，靠近排出侧压力引导通道121、 121 '的x轴正方向最外端的间隙空间D、 D'中的液压变得最高。也就 是，以与图10A和9A显示的角位置"Pa"相同的方式，在图IOB和 9B所示的角位置"Pb"处，作用在外转子30、 30'上的压力的合成 矢量F具有y轴正方向的分力。这有助于降低工作流体泄漏。
(比较示例的内转子的角位置"Pc") 在图9C (比较示例)所示的角位置"Pc"处，由于前面提到的偏 心距Y，内转子40'的几何中心Oin'在x轴正方向和y轴负方向上 偏离于驱动轴中心O'。外转子30'也在x轴正方向和y轴负方向上 偏离于驱动轴中心O'。外转子30'的外周边和凸轮环内周边61'在 排出侧压力引导通道121'的x正方向最外端附近相互抵接。从而， 在比较示例的内啮合齿轮泵中，在角位置"Pc"处，吸入侧压力引导 通道lll'通到间隙空间第一区域D1'中，而排出侧压力引导通道121 '的开口端(准确地，x轴正方向最外端)变为关闭。关于从间隙空 间D'抽取或排出的工作流体流，工作流体可通过吸入侧压力引导通 道lll'抽取到泵压室，同时从排出侧压力引导通道12r到间隙空间 第二区域D2的工作流体的供给较少。从而，靠近吸入侧压力引导通 道111'的x轴负方向最外端的间隙空间D'中的液压变得最低。结 果，x轴负方向和y轴负方向上的间隙空间D'中的液压变得较低， 而x轴正方向和y轴正方向上的间隙空间D'中的液压变得较高。也 就是，在图9C (比较示例)所示的角位置"Pc"处，作用在外转子 30'上的合成矢量F具有y轴负方向的分力。因此，在比较示例的内
啮合齿轮泵中，在图9C所示的角位置"Pc"处，外转子30'在y轴 负方向上移动，并且限制部分B处的齿顶间隙增大，从而导致工作流 体泄漏的增加，即，泵性能的降低。
(本实施例的内转子的角位置"Pc")
与上述的相反，在本实施例的内啮合齿轮泵中，凸轮环周边61 形成大体椭圆的形状，其中通过驱动轴中心O并平行于x轴的线II-II (第二轴线)是长轴，而通过驱动轴中心O并平行于y轴的线I-I是 短轴。如可从图IOC所示的角位置"Pc"看到的，即使内转子40的 几何中心Oin以偏心距y偏离于驱动轴中心O，由于凸轮环内周边61 的大体椭圆的形状，外转子30不与凸轮环外周边61邻接接合。与比 较示例不同，在角位置"Pc"处，本实施例的泵的排出侧压力引导通 道121的开口端(准确地，x轴正方向最外端)没有变得关闭，而是 保持打开。从而，靠近排出侧压力引导通道121的x轴正方向最外端 的间隙空间D的液压变得最高，而靠近吸入侧压力引导通道111的x 轴负方向最外端的间隙空间D的液压变得最低。结果，以如同图10A 的角位置"Pa"和图10B的角位置"Pb"相同的方式，在图IOC所 示的角位置"Pc"处，外转子30被迫沿着x轴负方向和y轴正方向(见 图10C中由粗线矢量F表示的方向)。也就是，在图10C所示的角位 置"Pc"处，作用在外转子30上的合成矢量F具有y轴正方向的分 力。因此，在本实施例的内啮合齿轮泵中，外转子30在y轴正方向上 移动，并且在限制部分B处的齿顶间隙减小，从而减少工作流体的泄 漏，并因此防止泵性能的降低。 (内转子的角位置"Pd，，)
在图10D和9D所示的角位置"Pd"处，由于前面提到的偏心距 Y，内转子40、 40'的几何中心Oin、 Oin'在y轴正方向上偏离于 驱动轴中心O、 O'。外转子30、 30'在外转子y轴正方向端上抵接 凸轮环内周边61、 61'。从而，y轴正方向的间隙空间D、 D'变窄， 而y轴负方向的间隙空间D、 D'变宽。吸入侧压力引导通道lll、 111 '通到间隙空间第一区域D1、 Dl'中，而排出侧压力引导通道121、121'通到具有与间隙空间第一区域D1、 几乎相同的容量的间隙 空间第二区域D2、D2'中。因此，以与图10B和9B所示的角位置"Pb，， 类似的方式，在图10D和9D所示的角位置"Pd"处，作用在外转子 30、 30'上的压力的合成矢量F具有y轴正方向的分力，从而减少工 作流体的泄漏。
本实施例的效果
(1)在内啮合齿轮泵1中，该内啮合齿轮泵利用具有凸轮环60 的第一和第二外壳10和20,外转子30可旋转地容纳在凸轮环60中 并具有形成在其周边上的内齿轮310，内转子40可旋转地设置在外转 子30的内周边上并且具有形成在其外周边上并与内齿轮310啮合的外 齿轮410,驱动轴50固定地连接到内转子40上以用于在正转方向和 反转方向中的一个选定方向上驱动内转子40，吸入口 110、 210通到 泵压室500并相对于沿y轴方向延伸并使具有最大容量的泵压室500 (限定在外转子内齿轮310和内转子外齿轮410之间)的限制部分B 和具有最小容量的泵压室500的完全啮合部分A互相连接的线I-I(第 一轴线或短轴)设在x轴负方向一侧，排出口 120、 220通到泵压室 500并相对于沿y轴方向延伸的线I-I (第一轴线或短轴)设在x轴正 方向一侧，吸入侧压力引导通道111、 211^吏吸入口 110、 210和限定 在外转子30的外周边上的间隙空间D的第一端口侧区域Dl互相连 接，以及排出侧压力引导通道121、 221使排出口 120、 220和限定在 外转子30的外周边上的间隙空间D的第二端口侧区域D2互相连接， 关于限定在外转子30的外周表面和凸轮环60的内周表面之间的间隙 空间D，垂直于线I-I并平行于x轴的线II-II (第二轴线或长轴)方 向上的间隙空间D的尺寸比平行于y轴的线I-I (第一轴线或短轴) 方向上的间隙空间D大。
因此，即使外转子30以偏心距y (即，内转子几何中心Oin相 对于驱动轴中心O的偏离量)绕内转子40旋转，排出侧压力引导通 道121、 221不会被关闭。就是说，根据本实施例的内啮合齿轮泵，排 出压力总是能被供给到间隙空间D内，即使在存在偏心距Y的情况下，
从而可以将靠近排出侧压力引导通道121 、 221的最远开口端的间隙空 间D内的液压保持在高压水平。因此，作用在外转子30上的力F总 是具有y轴正方向的分力，从而有效地减少限制部分B处的工作流体 的泄漏。因此，可以避免泵的排出性能降低。
(2 )限定在外转子30的外周表面320和凸轮环60的内周表面之 间的间隙空间D构造为在平行于x轴的线II-II (第二轴线)上最大。
(3) 凸轮环60的内周表面(特别是，内周边61的曲率)被构造 为从平行于y轴的线I-I (第一轴线)到平行于x轴的线II-II (第二轴 线)在周向上连续变化。
(4) 在利用第一和第二外壳10和20的内啮合齿轮泵1中，具有 凸轮环60，外转子30可旋转地容纳在凸轮环60中并具有形成在其内 周边上的内齿轮310，内转子40可旋转地设置在外转子30的内周边 上并且具有形成在其外周边上并与内齿轮310啮合的外齿轮410，驱 动轴50固定地连接到内转子40上以用于在正转方向和反转方向中选 定的一个方向上驱动内转子40，吸入口 110、 210通到泵压室500内 并且设置在相对于使具有最大容量的泵压室500 (限定在外转子内齿 轮310和内转子外齿轮410之间)的限制部分B和具有最小容量的泵 压室500的完全啮合部分A互相连接的线I-I的一侧，排出口 120、 220通到泵压室500并设置在相对于线I-I (第一轴线或短轴)的另一 侧，吸入侧压力引导通道111、 2114吏吸入口 110， 210和限定在外转 子30的外周边上的间隙空间D的第一端口侧区域D1互相连通，以及 排出侧压力引导通道121、 221使排出口 120， 220和限定在外转子30 的外周边上的间隙空间D的第二端口侧区域D2互相连通，凸轮环60 的内周表面形成为大体椭圆的形状，其中平行于y轴的线I-I(第一轴 线)是短轴，而通过短轴I-I的中心并与垂直于线I-I的x轴平行的线 II-II (第二轴线)是长轴，其长度比短轴(即，线I-I)长。
因此，上文条目(4)的内啮合齿轮泵结构可提供与条目(1)的 内啮合齿轮泵结构相同的操作和效果，即，在内转子40的操作过程中， 即使在偏心距Y存在的情况下，通过保持排出侧压力引导通道121，
221保持持续开启而将连续的排出压力供给到间隙空间D中，换句话 说，在限制部分B处的工作流体泄漏减少。
(5) 作为代替，凸轮环60的内周表面可以形成为通过连接一对 半圆而获得的大体卵形，该对半圆关于与y轴平行的线I-I对称。
(6) 可选地，凸轮环60的内周表面可以形成为几何学上的椭圆 形，具有焦点F1和F2 (位于长轴上的两个固定点)以及位于一个平 面内(即，包括x轴线和y轴线的xy平面)的长轴(即，第二轴线 II-II)的长度为b，此处，假设"P"是几何学椭圆形上的任意一点， 第一固定点(第一焦点)Fl和点P之间的距离IPF1I和第二固定点(第 二焦点)F2与点P之间的距离IPF2I的和(|PF1|+|PF2| )等于一个常数， 即，主轴的长度b。
(7) 在利用第一和第二外壳10和20的内啮合齿轮泵1中，具有 凸轮环60，外转子30可旋转地容纳在凸轮环60上并具有形成在其内 周边上的内齿轮310，内转子40可旋转地设置在外转子30的内周边 上并且具有形成在外周边上并与内齿轮310啮合的外齿轮410，驱动 轴50固定地连接到内转子40上以用于在正转方向和反转方向中选定 的一个方向上驱动内转子40，吸入口 110、 210通向泵压室500并i殳 置在使具有最大容量的泵压室500 (限定在外转子内齿轮310和内转 子外齿轮410之间)的限制部分B和具有最小容量的泵压室500的完 全啮合部分A互相连接的线I-I的一侧，排出口 120、 220通到泵压室 500内并设置在线I-I (第一轴线或短轴)的另一侧，吸入侧压力引导 通道lll、 211使吸入口 110、 210和限定在外转子30的外周边上的间 隙空间D的第一端口侧区域D1互相连通，以及排出侧压力引导通道 121、 221使排出口 120、 220和限定在外转子30的外周边上的间隙空 间D的第二端口侧区域D2互相连通，关于泵1的操作过程中引入到 限定在外转子30的外周表面和凸轮环60的内周表面之间的间隙空间 D的液压的压力分布，沿垂直于线I-I (短轴)并平行于x轴的线II-II
(长轴)方向的间隙空间D中的液压比沿平行于y轴的线I-I (短轴) 方向的间隙空间D中的液压更高。
上文条目(7)的内啮合齿轮泵结构可提供与条目(1)的内啮合 齿轮泵结构相同的操作和效果，即，在内转子40的旋转过程中，即使 在偏心距Y存在的情况下，通过保持排出侧压力引导通道121、 221 持续开启而将排出压力连续供给到间隙空间D内，换句话说，在限制 部分B处的工作流体泄漏减少。
(8) 线II-II (长轴)上吸入口侧的液压与吸入侧压力引导通道 111、 211内的液压基本上相同。线II-II (长轴)上排出口侧的液压与 排出侧压力引导通道121、 221内的液压基本上相同。
(9) 相对于吸入侧压力引导通道111、 211的第二轴线侧(长轴 侧)的间隙空间D的尺寸比相对于吸入侧压力引导通道111、 211的限 制部分侧的间隙空间要大。
(10) 凸轮环60的内周表面被构造为从平行于y轴的线I-I (第 一轴线)到平行于x轴的线II-II (第二轴线)在周向上连续变化。
(11) 在利用第一和第二外壳10和20的内啮合齿轮泵1中，具 有凸轮环60，外转子30可旋转地容纳在凸轮环60内并具有形成在内 周边上的内齿轮310，内转子40可旋转地设置在外转子30的内周边 上并且具有形成在外周边上并与内齿轮310啮合的外齿轮410，驱动 轴50固定地连接到内转子40上以用于在正转方向和反转方向中选定 的一个方向上驱动内转子40，吸入口 110、 210通向泵压室500并i殳 置在使具有最大容量的泵压室500 (限定在外转子内齿轮310和内转 子外齿轮410之间)的限制部分B和具有最小容量的泵压室500的完 全啮合部分A互相连接的线I-I的一侧，排出口 120、 220通向泵压室 500并设置在线1-1 (第一轴线或短轴)的另一侧，吸入侧压力引导通 道lll， 211使吸入口 110、 210和限定在外转子30的外周边上的间隙 空间D的第一端口侧区域D1互相连通，以及排出侧压力引导通道121、 221使排出口 120、 220和限定在外转子30的外周边上的间隙空间D 的第二端口侧区域D2互相连通，在间隙空间D的第一端口侧区域内 作用在外转子30的外周边上的压力(力)的合成矢量F在(i)平行 于x轴(x轴垂直于与y轴平行的线I-I (短轴))的线II-II (长轴)
和(ii)吸入侧压力引导通道lll、 211之间产生，而在间隙空间D的 第二端口侧区域D2内作用在外转子30外周表面上的压力(力)的合 成矢量F在(i)线II-II (长轴)和(ii)排出侧压力引导通道121、 221之间产生。
上文条目(11)的内啮合齿轮泵结构可提供与条目(l)的内啮合 齿轮泵结构相同的操作和效果，即，在内转子40的旋转过程中，即使 在偏心距Y存在的情况下，通过保持排出侧压力引导通道121， 221 持续开启而将排出压力连续供给到间隙空间D内，换句话说，在限制 部分B处的工作流体泄漏减少。
(12) 线II-II(长轴)上吸入口侧的液压与吸入侧压力引导通道 111、 211内的液压大体上相等。线II-II (长轴)上排出口侧的液压与 排出侧压力引导通道121、 221内的液压大体上相等。
(13) 吸入侧压力引导通道lll、 211的径向最外端(x轴负方向 最外端Cl)被形成为从位于凸轮环内周边61上并从吸入口 110、 210 和吸入侧压力引导通道111、 211的接合部径向延伸的假定位置偏向线 II-II (长轴)，而排出侧压力引导通道121、 221的径向最外端(x轴 正方向最外端C2)形成为从位于凸轮环内周边61上并从排出口 120、 220和排出侧压力引导通道121、 221的接合部径向延伸的假定位置在 周向上偏向线II-II (长轴)。
(14 )吸入侧压力引导通道111、 211和排出侧压力引导通道121、 221形成于在x轴方向上延伸的大体上同一直线上。
(15) 吸入口 110、 210和吸入侧压力引导通道111、 211的接合 部被构造或形成在这样一个位置上，该位置相对于限制部分B沿顺时 针方向在周向上偏移大体60度，而排出口120、 220和排出侧压力引 导通道121、 221的接合部被构造或形成在这样一个位置上，该位置相 对于限制部分B沿逆时针方向在周向上偏移大体60度。
(16) 吸入侧压力引导通道111、 211被构造为4吏吸入口 110、 210 和限定在凸轮环60和外转子30之间的吸入口侧的间隙空间D (即， 第一区域D1)互相连通，而排出侧压力引导通道121、 221被构造为
使排出口 120、 220和限定在凸轮环60和外转子30之间的排出口侧的 间隙空间D(即，第二区域D2)互相连通。
(17)在利用液压动力缸4b的液压动力转向装置中，液压动力缸 4b具有第一和第二缸室(液压室)4d和4e用以辅助适合于连接到被 转向的负重轮和方向盘2a上的齿条轴4a和小齿轮轴2d，第一流体管 路5a连接到第一缸室4d，第二流体管路5b连接到第二缸室4e，可逆 式泵1利用驱动轴50、泵压室500通过驱动轴50的正转和反转对工 作流体加压，第一吸入和排出口 110、 210使泵压室500和第一流体管 路5a互相连接，并且第二吸入和排出口 120、 220使泵压室500和第 二流体管路5b互相连接，用于选择性地将工作流体从泵压室供给到第 一和第二流体管路5a和5b中的任意一个中，电动马达la连接到可逆 氏泵1的驱动轴50上，用于在正转方向和反转方向中选定的一个方向 上旋转可逆式泵1，可逆氏泵1利用具有凸轮环60的第一和第二外壳 10和20，外转子30可旋转地容纳在凸轮环60内并具有形成在内周边 上的内齿轮310，内转子40可旋转地设置在外转子30的内周边上并 且具有形成在外周边上并与内齿轮310啮合的外齿轮410，驱动轴50 固定地连接到内转子40上以用于在正转方向和反转方向中选定的一 个方向上驱动内转子40，第一吸入和排出口 110、 210通向泵压室500 内并设置在使具有最大容量的泵压室500 (限定在外转子内齿轮310 和内转子外齿轮410之间)的限制部分B和具有最小容量的泵压室500 的完全啮合部分A互相连接的线I-I的一侧，第二吸入和排出口 120、 220通向泵压室500并设置在线1-1 (第一轴线或短轴)的另一侧，第 一口侧压力引导通道111、 211使第一吸入和排出口 110、 210和限定 在外转子30的外周边上的间隙空间D的第一端口侧区域Dl互相连 通，以及第二口侧压力引导通道121、 221使第二吸入和排出口 120、 220和限定在外转子30的外周边上的间隙空间D的第二端口侧区域 D2互相连通，凸轮环60的内周表面被形成大体椭圆形，其中平行于 y轴的线I-I (第一轴线)是短轴，而通过短轴I-I的中心并与垂直于 线I-I的x轴平行的线II-II是长轴，其长度比短轴(即，线I-I)长。
因此，上文条目(17)的液压动力转向装置的可逆式泵1可提供 与条目(1)的内啮合齿轮泵结构相同的操作和效果。
(18) 作为代替，凸轮环60的内周表面61形成为具有大体上卵 形形状的镗孔，该镗孔通过连接一对半圆获得，该对半圆相对于平行 于y轴的线I-I对称。
(19) 线II-II (长轴)上第一端口侧的液压与第一端口侧压力引 导通道lll、 211内的液压大体上相等。线II-II(长轴)上第二端口侧 的液压与第二端口侧压力引导通道121、 221内的液压大体上相等。
(20) 第一端口侧压力引导通道lll、 211的径向最外端(x轴负 方向最外端Cl)被形成为从位于凸轮环内周边61上并从第一端口 110、 210和第一端口侧压力引导通道111、 211的接合部径向延伸的假 定位置在周向上偏向线II-II(长轴)，而第二端口侧压力引导通道121、 221的径向最外端(x轴正方向最外端C2)形成为从位于凸轮环内周 边61上并从第二端口 120、 220和第二端口侧压力引导通道121、 221 的接合部径向延伸的假定位置在周向上偏向线II-II (长轴)。
现参照图11-12,示出了两种变型内啮合齿轮泵，其相对具有如图 3、 5-7和10A-10D中所示的实施例的内啮合齿轮泵l稍有变型。图11 的第一变型内啮合齿轮泵与前述实施例的泵1类似，除了前述实施例 的凸轮环内周边61是具有沿x轴的长轴(即，第二轴线II-II)和沿y 轴的短轴(即，第一轴线I-I)的大体椭圆形，然而图ll的第一变型 内啮合齿轮泵的凸轮环60〃的内周边61〃具有大体上卵形的形状，其 左侧半圆和右侧半圆相对于平行于y轴的I-I线(第一轴线或短轴) 对称，并且左侧半圆的最高端和最低端与右侧半圆的最高端和最低端 通过相应的具有相同长度的直线段相互连接。图11所示的其内周边 61〃具有大体上卵形形状的凸轮环60〃在可加工性方面优于图3、 5-7 和10A-10D中所示的其内周边61具有大体椭圆形形状的凸轮环60。
图12的第二变型内啮合齿轮泵与图3、 5-7和10A-10D中所示的 实施例的泵1类似，除了前迷实施例的凸轮环内周边61是具有沿x 轴的长轴(即，第二轴线II-II)和沿y轴的短轴(即，第一轴线I-I) 的大体椭圆形，而图12的第二变型内啮合齿轮泵的凸轮环60'〃的内 周边61'〃具有大体上卵形的形状，其完整圆形的两侧都是局部起泡 状，并且左侧(x轴负方向)和右侧(x轴正方向)的起泡状部分相对 于与y轴平行的I-I线(第一轴线或短轴)相互对称。在具有如图11-12 所示的相应截面的第一和第二变型内啮合齿轮泵和如图3、 5-7和 10A-10D所示的实施例的内啮合齿轮泵1中，外转子30、内转子40、 吸入侧压力引导通道111和排出侧压力引导通道121的构造相同。
日本专利申请No. 2006-196298 ( 2006年7月19日提交)的全文 合并在此作为参考。
前面所述的是对本发明优选实施例的描述，应理解，本发明并不 限于在此示出和描述的特定实施例，相反，在不脱离由下面的权利要 求所限定的本发明的范围和精神的情况下，可做出各种变型和改进。
权利要求
1、一种内啮合齿轮泵，包括具有外转子外壳部分的外壳；外转子，其可旋转地容纳在外转子外壳部分中并具有形成在内周边上的内齿轮；内转子，其可旋转地设置在外转子的内周边上并且具有形成在外周边上并与内齿轮啮合的外齿轮；驱动轴，其固定地连接到内转子上以用于在正转方向和反转方向中选定的一个方向上驱动内转子；第一端口，其通向限定在内、外齿轮间的多个泵压室并设置在相对于使具有最大容量的泵压室的限定部分和具有最小容量的泵压室的紧密啮合部分互相连接的第一轴线的一侧；第二端口，其通向泵压室内并设置在相对于第一轴线的另一侧；第一压力引导通道，其使第一端口和限定在外转子外周边上的间隙空间的第一端口侧区域互相连通；以及第二压力引导通道，其使第二端口和限定在外转子外周边上的间隙空间的第二端口侧区域互相连通；其中关于限定在外转子的外周表面和外转子外壳部分的内周表面之间的间隙空间，垂直于第一轴线的第二轴线方向上的间隙空间的尺寸比第一轴线方向上的间隙空间大。
2、 如权利要求l所述的内啮合齿轮泵，其特征在于 限定在外转子的外周表面和外转子外壳部分的内周表面之间的间隙空间被构造成在第二轴线上最大。
3、 如权利要求2所述的内啮合齿轮泵，其特征在于 外转子外壳部分的内周表面被构造成从第一轴线到第二轴线在周向上连续变化。
4、 一种内啮合齿轮泵，包括 具有外转子外壳部分的外壳； 外转子，其可旋转地容纳在外转子外壳部分内并具有形成在内周边上的内齿轮；内转子，其可旋转地设置在外转子内周边上并且具有形成在外周 边上并与内齿轮啮合的外齿轮；驱动轴，其固定地连接到内转子上以用于在正转方向和反转方向 中选定的一个方向上驱动内转子；第一端口，其通向限定在在内、外齿轮间的多个泵压室并设置在 相对于使具有最大容量的泵压室的限定部分和具有最小容量的泵压室 的紧密啮合部分互相连通的第一轴线的一侧；第二端口，其通向泵压室内并设置在相对于第一轴线的另一侧；第一压力引导通道，其使第一端口和限定在外转子的外周边上的 间隙空间的第一端口侧区域互相连通；以及第二压力引导通道，其使第二端口和限定在外转子的外周边上的 间隙空间的第二端口侧区域互相连通；其中外转子外壳部分的内周表面被形成大体椭圆形，使得第一轴 线是短轴，而通过短轴的中心并垂直于第一轴线的第二轴线是长轴，长轴的长度比短轴长。
5、 如权利要求4所述的内啮合齿轮泵，其特征在于外转子外壳部分的内周表面被形成为大体上卵形形状，其通过连 接一对半圆获得，该对半圆关于第一轴线对称。
6、 如权利要求4所述的内啮合齿轮泵，其特征在于外转子外壳部分的内周表面形成为几何学上的椭圆形，其具有固 定在长轴上的焦点Fl和F2以及位于一个平面内的长轴长度，其中， 假设"P"是几何学上的椭圆形上任意一点，两个焦点中的第一固定 点Fl和点P之间的距离IPF1I和两个焦点中的第二固定点F2与点P 之间的距离|PF2 |之和|PF1 |+|PF21等于与长轴长度相等的常数。
7、 一种内啮合齿轮泵，包括 具有外转子外壳部分的外壳；外转子，其可旋转地容纳在外转子外壳部分内并具有形成在内周 边上的内齿轮；内转子，其可旋转地设置在外转子的内周边上并且具有形成在外 周边上并与内齿轮啮合的外齿轮；驱动轴，其固定地连接到内转子上以用于在正转方向和反转方向 中选定的一个方向上驱动内转子；第一端口，其通向限定在在内、外齿轮间的多个泵压室并设置在 相对于使具有最大容量的泵压室的限定部分和具有最小容量的泵压室 的紧密啮合部分互相连接的第一轴线的一侧；第二端口，其通向泵压室并设置在相对于第一轴线的另一侧；第一压力引导通道，其使第一端口和限定在外转子的外周边上的 间隙空间的第一端口侧区域互相连通；以及第二压力引导通道，其使第二端口和限定在外转子的外周边上的 间隙空间的第二端口侧区域互相连通；其中，关于在泵的操作过程中引导到限定在外转子的外周表面和 外转子外壳部分的内周表面之间的间隙空间内的液压的压力分布，沿 垂直于第一轴线的第二轴线方向的间隙空间内的液压比沿第一轴线方 向的间隙空间内的液压大。
8、 如权利要求7所述的内啮合齿轮泵，其特征在于 第二轴线上第一端口侧的液压与第一压力引导通道内的液压大体上相同；以及第二轴线上第二端口侧的液压与第二压力引导通道内的液压大体 上相同。
9、 如权利要求8所述的内啮合齿轮泵，其特征在于 相对于第 一压力引导通道的第二轴线侧的间隙空间的尺寸比相对于第 一压力引导通道的限制部分侧的间隙空间大。
10、 如权利要求9所述的内啮合齿轮泵，其特征在于 外转子外壳部分的内周表面被构造成从第一轴线到第二轴线在周向上连续变化。
11、 一种内啮合齿轮泵，包括 具有外转子外壳部分的外壳；外转子，其可旋转地容纳在外转子外壳部分内并具有形成在内周 边上的内齿轮；内转子，其可旋转地设置在外转子的内周边上并且具有形成在外 周边上并与内齿轮啮合的外齿轮；驱动轴，其固定地连接到内转子上以用于在正转方向和反转方向 中选定的一个方向上驱动内转子；第一端口，其通向限定在在内、外齿轮间的多个泵压室并设置在 相对于使具有最大容量的泵压室的限定部分和具有最小容量的泵压室 的紧密啮合部分互相连接的第一轴线的一侧；第二端口，其通向泵压室并设置在相对于第一轴线的另一侧；第一压力引导通道，其使第一端口和限定在外转子的外周边上的 间隙空间的第一端口侧区域互相连通；以及第二压力引导通道，其使第二端口和限定在外转子的外周边上的 间隙空间的第二端口侧区域互相连通；其中，在间隙空间的第一端口侧区域内作用在外转子的外周边上 的压力的矢量加和产生在垂直于第一轴线的第二轴线和第一压力引导 通道之间，而在间隙空间的第二端口侧区域内作用在外转子的外周边 上的压力的矢量加和产生在第二轴线和第二压力引导通道之间。
12、 如权利要求ll所述的内啮合齿轮泵，其特征在于 第二轴线上第一端口侧的液压与第一压力引导通道内的液压大体上相同；以及第二轴线上第二端口侧的液压与第二压力引导通道内的液压大体 上相同。
13、 如权利要求ll所述的内啮合齿轮泵，其特征在于 第一压力引导通道的径向最外端形成为从位于外转子外壳部分的内周边上并从第一端口和第一压力引导通道的接合部径向延伸的假定 位置在周向上偏向第二轴线，而第二压力引导通道的径向最外端形成 为从位于外转子外壳部分的内周边上并从第二端口和第二压力引导通 道的接合部径向延伸的假定位置在周向上偏向第二轴线。
14、 如权利要求13所述的内啮合齿轮泵，其特征在于 第一压力引导通道和第二压力引导通道形成在大体上同一直线上。
15、 如权利要求ll所述的内啮合齿轮泵，其特征在于第 一端口和第一压力引导通道的接合部被构造在这样一个位置上，该位置相对于限制部分沿顺时针方向在周向上移位大体60度，而 第二端口和第二压力引导通道的接合部被构造在这样一个位置上，该 位置相对于限制部分沿逆时针方向在周向上移位大体60度。
16、 如权利要求ll所述的内啮合齿轮泵，其特征在于 第一压力引导通道被构造成使第一端口和限定在外转子的外周边和外转子外壳部分的内周边之间的间隙空间的第 一端口侧区域互相连 通，而第二压力引导通道被构造成使第二端口和限定在外转子的外周边和外转子外壳部分的内周边之间的间隙空间的第二端口侧区域互相 连通。
17、 一种液压动力转向装置，包括液压动力缸，其具有第一和第二液压室，以补充适于连接到被转 向的负重轮上的转向机构的转向力； 连接到第 一液压室的第 一流体管路； 连接到第二液压室的第二流体管路；可逆式泵，其包括驱动轴；构造成通过驱动轴的正转和反转对 工作流体加压的多个泵压室；将泵压室和第一流体管路互相连接的第一吸入和排出口和将泵压室和第二流体管路互相连接连通的第二吸入 和排出口 ，以用于选择性地将工作流体从泵压室供给到第一和第二流 体管路中的任意一个；以及连接到驱动轴的电动马达，以用于在正转 方向和反转方向中选定的一个方向上旋转可逆式泵，所述可逆式泵包 括具有外转子外壳部分的外壳；外转子，其可旋转地容纳在外转子外壳部分内并具有形成在内周 边上的内齿轮；内转子，其可旋转地设置在外转子的内周边上并且具有形成在外 周边上并与内齿轮啮合的外齿轮；驱动轴，其固定地连接到内转子上以用于在正转方向和反转方向 中选定的一个方向上驱动内转子；第一吸入和排出口，其通向限定在内、外齿轮间的多个泵压室并 设置在相对于使具有最大容量的泵压室的限定部分和具有最小容量的 泵压室的紧密啮合部分互相连接的第一轴线的一侧；第二吸入和排出口，其通向泵压室并设置在相对于第一轴线的另 一侧；第一压力引导通道，其使第一吸入和排出口和限定在外转子的外 周边上的间隙空间的第一端口侧区域互相连通；以及第二压力引导通道，其使第二吸入和排出口和限定在外转子的外 周边上的间隙空间的第二端口侧区域互相连通；其中外转子外壳部分的内周表面被形成为大体椭圆形，使得第一 轴线是短轴以及通过短轴的中心并垂直于第一轴线的第二轴线是长 轴，长轴的长度比短轴长。
18、 如权利要求17所述的液压动力转向装置，其特征在于 外转子外壳部分的内周表面被形成为大体上卵形的形状，其通过连接一对半圆获得，该对半圆关于第一轴线对称。
19、 如权利要求17所述的液压动力转向装置，其特征在于 第二轴线上第一端口侧的液压与第一压力引导通道内的液压大体上相同；以及第二轴线上第二端口侧的液压与第二压力引导通道内的液压大体 上相同。
20、 如权利要求17所述的液压动力转向装置，其特征在于 第一压力引导通道的径向最外端形成为从位于外转子外壳部分的内周边上并从第一吸入和排出口与第一压力引导通道的接合部径向延 伸的假定位置在周向上偏向第二轴线，而第二压力引导通道的径向最外端形成为从位于外转子外壳部分的内周边上并从第二吸入和排出口 与第二压力引导通道的接合部径向延伸的假定位置在周向上偏向第二 轴线。
全文摘要
一种内啮合齿轮泵，具有通向泵压室并设置在使具有最大容量的泵压室的限定部分和具有最小容量的泵压室的完全啮合部分互相连接的第一轴线的一侧的第一端口；通向泵压室并设置在第一轴线的另一侧的第二端口；将第一端口和限定在外转子的外周边上的间隙空间的第一端口侧区域互相连通的第一压力引导通道；以及将第二端口和间隙空间的第二端口侧区域互相连通的第二压力引导通道。垂直于第一轴线的第二轴线方向上的间隙空间的尺寸比第一轴线方向上的间隙空间大。
文档编号B62D5/07GK101109378SQ20071013700
公开日2008年1月23日 申请日期2007年7月19日 优先权日2006年7月19日
发明者仓田昌和 申请人:株式会社日立制作所