具有螺旋齿的容积式齿轮机的制作方法

[0001]
本发明涉及一种容积式齿轮机，通常为泵或发动机。


背景技术：

[0002]
众所周知，泵包括具有螺旋齿(helical teeth)的第一齿轮与第二齿轮，螺旋齿的彼此啮合以使齿轮的机械接触更近平缓。泵介于抽吸部与输送部之间，将工作流体从前者传输到后者。
[0003]
这种类型的泵的缺点与以下事实关联，即，必须特别关注螺旋齿之间的液压密封。事实上，为了防止对于在某些角度操作范围内输送部和抽吸部直接相连，必须仔细研究齿的螺旋延伸并且必须符合限制条件，这急剧降低了设计人员的自由度。已知方案是通过使用根据不太加重的螺旋线延伸的齿来防止液压密封问题。能够具有高螺旋线是有用的，这使得在齿之间具有更平缓的接触、更小的齿间接触压力和所转移流体的量的更平缓的变化。
[0004]
同样已知的是具有直齿(因此非螺旋的)的齿轮泵，该直齿是两面接触的(齿啮合时在处于相对侧的两个独立区域接触)。在具有直齿的泵中，不能使用两面接触来提高液压密封，相关原因将在下文陈述。在具有直齿且单面接触的泵中，为了保证液压密封，必须满足条件εtr≥1(εtr表示端面重合度，定义为轮的旋转之间的比值，使得齿可沿着整个啮合线和角幅(angular step)移动；啮合线表示在操作期间齿轮接触的部分。)。
[0005]
两面接触有两条啮合线，并且理论上在满足关系式εtr≥0.5(不是在单面接触齿的情况中的εtr≥1)时，就允许液压密封，因此相对于具有直齿且单面接触的泵，其在齿形上留有更大的自由度。但事实上，由于对于这些类型的泵的另一个必要条件被破坏，而不能使用这种自由度，另一个必要条件就是驱动轮到接触轮的运动的连续传递；对于具有直齿齿轮的泵，这个条件就转化为遵从以下的数学条件：εtr≥1。因此遵从这种条件就破坏了双面接触对于液压密封可提供的优势。


技术实现要素：

[0006]
本发明的目的为提供一种齿轮机，该齿轮机克服了上述与齿轮的机械和液压优化相关的缺点，具体地为与螺旋齿相关的。
[0007]
通过包括所附权利要求中的一个或多个中公开的技术特征的齿轮机，基本完成并达到了所述的技术任务和具体目的。
附图说明
[0008]
从以下附图中所示的齿轮机的参考性且因此无限制的描述中，本发明的其他特征和优势将变得更加显而易见，其中：
[0009]-图1是根据本发明的齿轮泵的截面图；
[0010]-图2示出了根据本发明的泵的旋转体的立体图；
[0011]-图3a、图3b、图3c示出了根据本发明的泵的螺旋齿沿着其纵向延伸的截面；
[0012]-图4和图5示出了根据本发明的齿轮泵的细节的截面图。
具体实施方式
[0013]
在附图中，参考标号1表示容积式齿轮机。这种齿轮机1是泵或者发动机。齿轮机1是用来传输工作流体(通常是不可压缩的，优选是油)的。齿轮机1包括工作流体入口和工作流体出口。如果是泵的情况下，入口通常叫做抽吸部，而出口叫做输送部。如果是发动机的情况下，入口叫做进入部，出口叫做排出部。
[0014]
齿轮机1包括具有螺旋齿的第一齿轮3。适当地，第一齿轮3的所有齿都彼此相同。第一齿轮3的螺旋齿包括第一齿31，该第一齿进而包括彼此相对的第一齿面311和第二齿面312。第一齿面311和第二齿面312有助于限定两个隔室，该两个隔室是用来传输工作流体的。适当地，第一齿面311与第二齿面312的至少一部分是圆的渐开线。
[0015]
第一齿面311中延伸为圆的渐开线的部分有利地作用于超过第一齿31的三分之一的齿高，优选地至少二分之一。齿高表示齿顶圆半径与齿根圆半径之间的差。
[0016]
对于第一齿31的描述也可重复用于第一齿轮3的其他齿。
[0017]
齿轮机1包括具有螺旋齿的第二齿轮4。适当地，第二齿轮4的螺旋齿包括渐开线齿廓。在这种情况下，第二齿轮4的齿还具有两个相对的齿面，这两个相对的齿面中的至少一部分具有渐开线齿廓(渐开线部分有利地作用于齿高的至少三分之一，优选地至少二分之一)。适当地，第一齿轮3和第二齿轮4的齿都彼此相同。如在图中所例示，齿轮机1有利地具有外齿轮(因此第一齿轮3和第二齿轮4彼此侧面外接)。在替代的方案中，两个齿轮中的一个可至少部分地内接于另一个。
[0018]
渐开线齿廓的使用允许将摩擦、振动、噪音和磨损最小化。
[0019]
与技术领域中的惯例一致，渐开线齿廓还表示该齿廓相对于理论渐开线具有十分之几毫米的修正(在讨论的这种情况下，位移小于齿轮正常模数的5％)。需强调的是，在技术领域中，齿轮的正常模数定义为：d/z
·
cosβ,其中：
[0020]
d：分度圆直径(primitive diameter)；
[0021]
z：齿数；
[0022]
β：分度圆直径处螺旋角；
[0023]
第一齿31与第二齿4仅在第一齿面311和第二齿面312处周期性地接触。
[0024]
第一齿轮3的螺旋齿与第二齿轮4的螺旋齿在顶端被截断。因此，齿顶是基本平的。
[0025]
如在图2中所例示，第一齿轮3和/或第二齿轮4是圆柱齿轮。第一齿轮3和第二齿轮4具有平行的旋转轴。优选地，第一齿轮3和第二齿轮4是相对旋转的。
[0026]
齿轮机1包括容纳第一齿轮3和第二齿轮4的外壳7。入口5和出口6适当地设置在所述外壳7中。
[0027]
第一齿轮3和第二齿轮4介于入口5与出口6之间。
[0028]
第一齿轮3和第二齿轮4在啮合区域2处可操作地耦接。啮合区域2介于工作流体的入口5与出口6之间。具体地，啮合区域2被定位于沿着将工作流体的入口5与出口6连接的虚构带。在啮合区域2的一部分处，第一齿面311和第二齿面312与第二齿轮4同时接触。这允许利用双面接触的固有液压特性，这在直齿上是不可能的。事实上，本申请的重要原理得自以
下理论分析。对于双面接触螺旋齿，液压密封可由条件εtr-εel≥0.5来保障；出于简洁性目的，已考虑了对称齿的情况，但在非对称齿的情况下也可重复类似的考虑。事实上，在这种情况下，接触的两条线(啮合线)为了密封而配合。
[0029]
εtr表示横向接触比，即εtr
sx
与εtr
dx
之间的最小值(在对称齿的情况下是一致的，即其中第一齿面311和第二齿面312沿着与第一齿轮3的旋转轴正交的每个接触部分是相等的)。
[0030]
εtr
sx
表示介于以下两项之间的比值：
[0031]-第一齿轮3的必要的旋转，该必要的旋转使得第一齿31与第二齿轮4之间的接触点在第一齿面311的整个啮合线(line of action)c上移动，和
[0032]-角齿距(angular pitch)。
[0033]
εtr
dx
表示介于以下所列之间的比值：
[0034]-第一齿轮3的必要的旋转，该必要的旋转使得第一齿31与第二齿轮之间的接触点在第二齿面312的整个啮合线(d)上移动，和
[0035]-角齿距。
[0036]
第一齿面311的啮合线是第一齿面311与第二齿轮4的接触点画出的线；第二齿面312的啮合线是第二齿面312与第二齿轮4的接触点画出的线。适当地，第一啮合线和/或第二啮合线是直线段。
[0037]
εel表示螺旋接触比(helical contact ratio)，定义为螺旋位移与角齿距之间的比值。螺旋位移对应于齿轮的第一部分与最后部分(大致正交于旋转轴)之间的角位移并且进一步定义为：
[0038]
s＝360
·
l/(2π
·
r
b
/tan(β
b
)
[0039]
其中：
[0040]
l：齿的纵向长度；
[0041]
r
b
：基圆半径(在渐开线基圆处)；
[0042]
β
b
：基圆直径处的螺旋角(在渐开线基圆处)。
[0043]
角齿距表示360
°
与齿数之间的比值。
[0044]
在单面接触螺旋齿的情况下，为了保证液压密封，关系式将更加不利：εtr-εel≥1。
[0045]
因此，为了具有等于1的εtr值，应当采用约等于0的εel值。这样将因此存在良好的液压密封，但螺旋线将不会延伸太多并且性能将变低。
[0046]
为了得到就液压密封而言相似的结果，使用双面接触时，可采取等于1的εtr值并且可使用约等于0的εel值，这将允许高螺旋角和没有太多限制的齿的尺寸，以便保持液压密封。在双面接触螺旋齿的情况下，为了符合条件：εtr-εel≤1，建议具有高螺旋线。
[0047]
事实上，具有较高的螺旋角，可得到更平缓的接触、更低的齿间接触压力和所转移流体的量的更平缓的变化。图3a、图3b、图3c用参考标号30和40表示第一齿31和第二齿轮4之间的接触点。该三个图3a、图3b、图3c指的是在第一齿轮3和第二齿轮4的同一角度位置处，但第一螺旋齿31的不同截面。图3a涉及沿着第一齿31的纵向长度的一半处的截面，图3b涉及第一齿31的纵向长度的25％或75％处(根据螺旋线是右旋的还是左旋的)，图3c是截取于第一齿31的两个纵向端中的一个(根据螺旋线是右旋的还是左旋的)。第一齿31的纵向延
伸表示齿的延伸线，该延伸线连接泵1的两个相对垫片(shims)。事实上，第一齿轮3和第二齿轮4轴向地介于两个垫片之间。
[0048]
在图4中，参考标号30和40还是表示第一齿31和第二齿轮4之间的接触点。此外，第一啮合线和第二啮合线示出为断开线并且由参考300和400表示。它们突出了第一齿31和第二齿轮4之间的接触点在轮的旋转期间的移动。
[0049]
如前文提到的，优选但并非必须地，第一齿面311和第二齿面312是对称的。
[0050]
第一齿轮3的齿与第二齿轮4的齿双面接触地啮合。
[0051]
在优选的方案中，第一齿轮3和/或第二齿轮4具有的齿数被包括在8至14之间，优选地9个至12个齿之间。有利地，第一齿轮3和/或第二齿轮4的齿的分度圆直径处的螺旋角被包括在8
°
至20
°
之间，优选地12
°
至16
°
之间。它表示螺旋线的延伸方向与第一齿轮3和第二齿轮4的旋转轴确定的方向之间的角度。
[0052]
适当地，第一齿轮3和/或第二齿轮4的齿的相对端的截面之间的螺旋角位移被包括在10
°
至45
°
之间，优选地20
°
至35
°
之间。
[0053]
第一齿面311的渐开线部分在第一边缘313与第二边缘314之间延伸。相对于第二边缘314，第一边缘313更径向地接近于第一齿轮3的旋转轴315；第一齿轮3的螺旋齿包括与第一齿连续的第二齿32，该第二齿面向第一齿面311；第一隔间33设置为介于第一齿31与第二齿32之间的空间。
[0054]
在理论上最优方案中，第一齿轮3与第二齿轮4之间的啮合使得在入口5与出口6之间具有恒定的液压密封。这意味着，始终存在(即对于齿的每个角度位置)第一齿轮3和第二齿轮4中的至少一对齿沿着它们的整个长度在接触。这防止了入口5与出口6之间的直接相连，最小化了工作流体的泄露并且因此优化了容积性能。
[0055]
然而，这个条件限制了设计人员对于第一齿轮3和第二齿轮4的尺寸的选择(具体地，在齿的截面的生成和在螺旋角的定义β)。事实上，通过实验测试，本申请已验证在缺乏完美恒定的液压密封的情况下，还可得到极佳的结果。
[0056]
在这种情况下，第一齿轮3的齿的齿廓(通常为渐开线)和第二齿轮4的齿的齿廓(通常为渐开线)对于齿的纵向长度的至少一部分不再接触，并且允许入口5与出口6之间液压连接。
[0057]
然而，为了防止过量泄露，控制这种液压连接的扩张是很重要的。
[0058]
当满足关系式0.5≤εtr-εel≤1时，就存在恒定液压密封并因此得到最优方案。然而，用户可使齿的尺寸不满足关系式0.5≤εtr-εel，但保持泄露被控制。
[0059]
为了不使泄露过量，必须在任何情况下都遵从以下条件：在一种构造中，其中第一隔间33中由第二齿轮4占据的体积为最大，第一边缘313中没有点定位成距第二齿轮4的旋转轴316一径向距离处，该径向距离相对于第二齿轮4的齿顶圆半径更大。
[0060]
当第一齿轮3的渐开线齿廓与第二齿轮4的渐开线齿廓有利地满足以下特征(在这种构造中，其中第一隔间33中由第二齿轮4占据的体积为最大)时，应当接受输送部与抽吸部之间的液压连接：
[0061]-它们彼此相对；
[0062]-它们具有最小的距离，该距离小于1毫米的十分之一。
[0063]
此外，在εtr-εel≤0.5的尺寸下，通过放置在垫片上的噪音控制排出部可得到类
似的效果。噪音控制排出部通常放置为与一定量的流体联通，该一定量的流体位于啮合区域中具有高压环境和/或低压环境的隔室中。以这种方式可补偿啮合区域中的单独隔室中产生的剧烈的压力变化(并这可确定明显的张力、气蚀、噪音、局部侵蚀)。如果εtr-εel≤0.5，将不存在完美密封并且将有助于噪音控制排出部的工作。以这种方式，能以较窄的尺寸公差在垫片上实现噪音控制排出部。
[0064]
适当地，必须满足关系式εtot＝εtr+εel≥1(以保证连续的运动传递)。
[0065]
假设作为泵的操作，在入口处由第一齿轮3和第二齿轮4抽吸的工作流体位于两个连续齿之间的空间，并且基本沿着两个可替代的路径传输直到出口(出口的压力比抽吸部-入口处更高)。从入口5到出口6的通道中的流体跟随第一齿轮3和第二齿轮4的旋转方向。
[0066]
通过下表中表示的参数总结了根据本发明由本申请开发的泵的示例性但无限制的方案(这些参数的定义已在前文表示，或者对于熟悉齿轮术语的本领域技术人员是众所周知的)：
[0067][0068]
本发明得到重要的优势。
[0069]
在渐开线齿廓上引入螺旋线一方面提升了运动的传递，但另一方面恶化了沿着齿
形带的液压密封。本申请进行的分析强调了螺旋几何结构与双面接触可操作的结合导致令人关注的潜力。事实上，本申请理论上证明了(并且试验数据确定了)螺旋齿与双面接触可操作的结合允许利用双面接触的固有液压特性，这在直齿上是不可能的。
[0070]
所构思的发明易于接受各种修改和变化，所有这些修改和变化需落入表征该发明的发明构思的范围内。此外，可使用其他技术等同的元件来替代所有的细节。实际中，根据需求，所有使用的材料以及尺寸可以是任何所需的。