齿轮转子马达的过渡阀门机构的制作方法

专利名称：齿轮转子马达的过渡阀门机构的制作方法
技术领域：
本发明涉及旋转流体压力装置如低转速高转矩齿轮转子马达，更具体来说，涉及改进的滑阀式齿轮转子马达。
低转速高转矩齿轮转子马达根据其设置阀门的方法一般分成“滑阀”马达或“圆盘阀”马达。在本说明书中，滑阀是指基本呈圆筒形的阀件，其中，在滑阀的圆柱形外表面和外壳的相邻圆柱形内表面之间出现阀门动作。对此而言，圆盘阀是指基本呈圆盘状的阀件，阀门动作是在圆盘阀的(垂直于转动轴线的)横向表面和相邻的横向表面之间出现的。
虽然本发明可用于各种阀门布置的齿轮转子马达，但是，本发明特别适用于滑阀马达，下面将结合滑阀马达对本发明进行描述。另外，本发明特别适用于滑阀由主转矩驱动轴转动的滑阀马达并将结合这种滑阀马达进行描述。
另外，虽然本发明可用于各种尺寸和各种额定流量和压力的齿轮转子马达，但应注意的是，滑阀的使用一般都限于额定流量和压力较低的较小马达。其部分原因在于滑阀马达的固有局限性，在滑阀和相邻圆柱形表面即外壳的孔之间存在径向间隙。该径向间隙形成一种横孔泄漏路径，这种现象可以被消除，但是很困难，这与圆盘阀的情形不同，在圆盘阀中，相邻的阀面之间被偏压向密封接合状态。但是，现在客户(例如，车辆制造厂商)一般正变得更想使用在较低转速和较高转矩状态下工作的滑阀马达。例如，本发明实施例在研制中一般转速为5至10转/分钟或更低，压差大约为3000psi，产生的输出转矩在5000磅-英寸以上。
在低转速高转矩齿轮转子马达中被认为是十分重要的性能特征有容积效率和运转的平稳性，这两者之间又多少是相互关联的。容积效率可以看作是(在一定流量和压力条件下)马达的实际瞬时转速与(在相同流量和压力条件下)理论瞬时转速之比。当马达以低转速(低流量)及以相当高的转矩(高压力)运转时，如果存在显著的泄漏量，因而降低了容积效率，那么，马达可能运转不平稳，即，转矩和转速就不能保持一致，而是会显著变化。这种不一致性一般会引起设备的有关构件运转不平稳，这对于大多数客户或多于车辆操纵者来说都是不可接受的。
齿轮转子的另一个重要性能是机械效率，它可以看作是马达转矩的实际输出与理论转矩之比，理论转矩是横跨马达的压力降应该产生的转矩。本专业技术人员十分清楚，摩擦是机械效率损失，例如，各花键连接中的摩擦损失的主要原因之一。多少增加容积效率的齿轮转子马达往往会降低机械效率，而多少增加机械效率的马达又往往会降低容积效率，在许多滑阀马达结构中，滑阀和马达输出轴是整体形成的，转子齿轮组件的转矩输出是借助一种狗骨驱动轴(dogbone drive shaft)传至输出轴的。在相对较低压力下，滑阀上和外壳中的各条阀门通道实现适当的相互连通，流体根据需要连通至转子齿轮组件，以及从转子齿轮组件连通。但是，当工作压力上升时，正在传递的转矩使狗骨轴“扭曲”，这是本专业技术人员一般都理解的现象。当在相对较高的转矩负载下狗骨轴扭曲(也许高达一、二度或更大)时，相对于其在转子齿轮组件中的有关容积腔的当时条件(then-current condition)来说，每条滑阀通道和其相邻外壳通道的连通的定时不再正确。
换言之，在滑阀中正在发生的“滞后”于转子齿轮组件的容积腔中正在发生的。仅仅举例而言，当容积腔之一变成最大容积过渡腔时(这将在下文中详述)，滑阀的阀门动作半在后面的一、二度转动中继续，使高压流体通入容积此时不改变的该容积腔。瞬时的结果是，容积腔已开始收缩同时仍与高压相连通。然后阀门关断，腔进一步收缩，而且由于阀门中的重叠量，无法释放腔中的压力，因而流体压力会迅速上升，在该容积腔中形成压力脉冲或峰值。这种不正确的定时会在齿轮转子中产生一系列问题，这些问题对于容积效率和马达平稳性将具有进一步的有害影响。
因此，本发明的一个目的是提供一种齿轮转子马达，特别是滑阀式齿轮转子马达，它能够以相对较高压力和转矩运转，与现有技术的马达相比，对容积效率和机械效率的有害影响较小。
本发明的一个具体的目的是提供一种整体滑阀输出轴式的改进的滑润马达，其中，齿轮转子星形构件和滑阀外壳阀门界面都被改变以改善在相对较高压力下的容积效率及机械效率。
本发明的一个更为具体的目的是提供一种改进的齿轮转子马达，其中，当每个容积腔趋近及离开过渡腔状态时，存在一种用于使流体通入或流出该容积腔的附加装置，因而增加了马达的流量，即，当马达用作泵时增加了装置的流量。
本发明的上述的和其它目的是通过下述旋转流体压力装置实现的，该旋转流体压力装置包括具有流体入孔和流体出孔的壳体装置。一个流体压力操纵的位移装置与壳体装置配合工作，包括一个内齿环形构件和一个偏心地设置在环形构件中的外齿星形构件，其间进行圆周轨道运动和旋转运动，从而响应于上述圆周轨道运动和旋转运动限定多个膨胀和收缩流体容积腔，并限定最小和最大容积过渡腔。一个阀门构件与壳体装置配合工作，形成在入孔和膨胀容积腔之间和在收缩容积腔和出孔之间的流体连通。一根输出轴与阀门构件整体形成。有一个驱动轴装置，其用于将转动从星形构件传至输出轴，因而在相对较大的转矩负载下，驱动轴装置承受相应的驱动扭曲。阀门构件和壳体装置共同限定标称阀门重叠量。
改进的旋转流体压力装置的特征在于阀门构件和壳体装置共同限定一个显著大于标称阀门重叠量的阀门重叠量，外齿星形构件在其轮廓上限定多个第一凹部，每个第一凹部设置得当过渡腔趋近最大容积时使流体可以在最大容积过渡腔和相邻的膨胀容积腔之间连通。
附图简要说明如下

图1是可利用本发明的滑阀齿轮转子马达的轴向剖视图。
图2是沿图1中2-2线的大致相同比例的剖视图。
图3是齿轮转子星形件的立体图，其包括本发明的过渡凹槽，图3中所示的具体齿轮转子星形件比图1所示齿轮转子星形件的轴向尺寸稍大。
图4类似于图2，是放大的局部横剖图，表示与本发明相关的最小容积过渡腔。
图5类似于图2，是放大的局部横剖图，表示与本发明相关的最大容积过渡腔。
图6是现有技术阀门装置的放大的局部平面布置图。
图7是按照本发明的一个方面改进的阀门装置的放大的局部平面布置图。
图8是容积腔凹部面积对星形件轨角的曲线图，说明本发明的工作。
现在参阅附图，这些附图并非用于限定本发明。图1表示可以利用本发明的那种流体马达的轴剖图。低转速高转矩马达11包括一个阀壳13，在本实施例中，流体能量转换位移机构15是一个滚子齿转子齿轮组件。邻近该组件15设有端盖17，阀壳13、转子齿轮组件15和端盖17借助多个螺栓19(图1中只画出一个)以液密接合方式固定在一起。每根螺栓19装在由阀壳13形成的基本呈U形的凹口20中。
阀壳13包括一个流体孔21和一个流体孔23。齿轮转子组件15包括一个内齿环形构件25，它具有一般由滚子81构成的内齿，螺栓19穿过环形构件。齿轮组件15也包括一个外齿星形构件27，其每个外齿的标号为27t。环形构件25的内齿81和星形构件外齿27t相啮合以限定多个膨胀流体容积腔29和多个收缩流体容积腔31(见图2)，这在本专业中是公知的。每个容积腔29和31与螺栓19所穿过的凹口20之一是流体连通的。
本专业技术人员理解，容积腔称为“膨胀”或“收缩”是针对一种瞬间暂时状态而言的，一个具体的容积腔在星形构件27的小于一半的轨道中是处于上述状态中的一种或另一种状态中的。在本专业中公知，环形构件25和星形构件27的齿的啮合限定一个最小容积过渡腔30(见图4)和一个最大容积过渡腔32(见图5)。顾名思义，最小容积过渡腔30是在容积腔从收缩容积腔向膨胀容积腔改变时(处于过渡中)出现的，处于或很接近于其最小容积。在齿形构件27的每个轨道中每个容积腔出现一次上述情况。同样，最大容积过渡腔32是在容积腔从膨胀容积腔向收缩容积腔变化时出现的，处于或很接近其最大容积。在星形构件27的每个轨道中每个容积腔出现一次上述情况。
阀壳13限定一个滑阀孔33和一对环形槽35和37。环形槽35借助一条通道29与流体孔21流体连通，而环形槽37借助一条通道41与流体孔23流体连通(通道39和47在图1中是示意地画出的)。阀壳13限定多个径向开口43，每个开口通至滑阀孔33，每个开口43与一条轴向通道45连通，轴向通道45通至阀壳13的后表面47。
在滑阀孔33中设有输出轴组件，包括轴部49和滑阀部51。在中空的圆筒形滑阀部51中设有一根主驱动轴53，通常称为“狗骨轴(dogboneshaft)”。输出轴组件限定一组直内花键55，星形构件27限定一组直内花键57。驱动轴53包括与内花键55啮合的一组冠状外花键59，以及与内花键57啮合的一组冠状外花键61。如前所述，本发明特别适用于那种承受狗骨扭曲即缠绕的装置，其中，由狗骨轴传递的转矩对马达阀门装置的定时起作用。
滑阀51限定多条与环形槽35连通的轴向通道63，以及多条与环形槽37连通的轴向通道65。轴向通道63和65常常称为“定时槽”。本专业技术人员公知，定时槽63提供环形槽35和设置在转子齿轮组件15的偏心线一侧的开口43之间的流体连通，而轴向通道65提供环形槽37和在偏心线另一侧的开口43之间的流体连通。当滑阀51转动时，在轴向通道63和65与开口43之间形成的连通阀作用在本专业中是公知的。正如本专业技术人员也公知的那样，如果流体孔21与加压流体源连通，且流体孔23与系统容器连通，那么，输出轴49将沿一个方向(假定为顺时针方向)转动，而如果流体孔21连接于系统容器，且流体孔23连接于加压流体源，那么，输出轴49将沿另一方向(假定为逆时针方向)转动。
滑阀51包括邻近于输出轴49设置的前部环形轴颈表面67和邻近于滑阀51后端设置的后部轴颈表面69。阀壳13包括一个包围输出轴49一部分的前轴承接纳部分71。径向地在输出轴49和轴承接纳部分71之间设有一个滚珠轴承组件73，其包括设在输出轴49上的内座圈75和装在部分71中的外座圈77。在座圈75和77之间有一组滚珠轴承79。
每根螺栓19和每条轴向通道45是径向对准的，其在圆周上设置在相邻一对内齿即滚子81之间。另外，每条通道45借助一个凹部83(见图1)与为有关螺栓19而设的孔流体连通，因而在通道45和凹部83之间使流体存在通入膨胀容积腔29及流出收缩容积腔31的充分的机会。
现在参阅图3和5，外齿星形构件27包括一个外表面85，一般称为星形构件27的“轮廓”。正是该轮廓限定了外齿27t。应注意的是，在图3中星形构件27是从图1的左端看去的，其方向与从图2,4和5看去的方向相同。
星形构件的轮廓85限定两组凹部87和89。每个凹部87和89最好用铣刀制成，每个凹部的形成是在星形构件外齿27(沿轴向)中心形成的。在下面的描述中可以看出，使凹部87和89象图3所示那样设置意味着在凹部中的任何加压流体在星形构件27上都不会作用任何显著的轴向力。但是，使凹部87和89在轴向上位于星形件轮廓85的中心显然并不是本发明的关键特征，取决于星形构件27的制造方法，凹部87和89也可以邻近于星形构件的一端设置。
本专业技术人员也懂得，由于星形构件轮廓85通常大于滑阀51的直径，因而与开口43和轴向通道63和65相比较，凹部87和89上可以有较大的公差而实现阀门动作的相同的总体精度。
现在主要参阅图5，结合参阅图2，应注意的是，膨胀容积腔29加压，且收缩容积腔31与系统容器连通时，星形构件27沿顺时针方向作圆周运动，但沿逆时针方向转动。
在星形构件27从图2所示位置圆周运动大约180°之后，星形构件27将处于图5所示位置，在该位置上，在12点钟位置的容积腔变成最大容积过渡腔32。本专业技术人员公知，高压膨胀容积腔29和低压收缩容积腔31的图案按照星形构件27的转速转动。因此，当在12点钟位置上的容积腔变成最大容积过渡腔32时，在顺时针方向上相邻的容积腔是高压膨胀容积腔29，而在逆时针方向上相邻的容积腔是低压收缩容积腔31。
恰好在星形构件27达到图5所示的最大容积过渡位置之前，以及对于其后的若干度来说，星形构件27的唯一瞬时运动是围绕一个枢轴点转动，该枢轴点大致位于6点钟位置上的滚子81和内花键57的“底部”之间，这是齿轮转子专业技术人员所公知的。
按照本发明的一个重要的方面，入、出容积腔的流体的阀门动作是在两个不同的位置上实现的，在每个位置上用于各自的目的。现在也参阅图8的曲线图进行描述。
1．在滑阀51和孔33之间完成的阀门动作(主流阀)，其响应于入、出容积腔的主流，但是，由于受到狗骨扭曲(dogbone twist)现象的负面影响，只是在容积腔极为明显地膨胀(29)或收缩(31)时才发生。
2．在星形构件上借助第一凹部87和第二凹部89发生的阀门动作(连渡阀)，它只能连通很小的流量，但是，由于位于星形构件上，因而极为精确，不受齿轮转子外部现象如狗滑扭曲、齿轮转子环形构件的间隙公差，以及花键间隙及磨损的影响。
现在再次主要参阅图5，第一凹部87伸向外齿27t的齿顶的程度经过确定，使得恰好在12点钟位置上的容积腔变成最大容积过渡腔32(即在图8中从大约165度至大约176度)之间，凹部87与膨胀容积腔29连通，即，凹部87的端部设置得正好稍许在图5中枢轴线L1的右侧。然后，正好在容积腔达到图5所示的过渡腔状态的瞬时，凹部87脱离与膨胀容积腔29的连通，即，它完全位于线L1的左侧(图8中“全部阀门闭合”)。
同样，每个第二凹部89更进一步地伸向齿27t的齿顶，因而当容积腔变成最大容积过渡腔32时，凹部89位于或接近于枢轴线L2，因此，一旦在12点钟位置上的容积腔开始收缩时，凹部89的末端处于线L2的左侧，从而使腔32和相邻容积腔31形成连通(即，从图8中大约184度至大约195度)。所有的阀门闭合(图8中“全部阀门闭合”)，因而从大约176度至大约184度，即，星形构件27圆周运动的大约8度中有效地实现了没有流体连通。
因此，恰好在腔32在达到最大容积之前，加压流体从膨胀容积腔29通过凹部87通入腔32中，然后，一旦腔32开始收缩，加压流体从凹部89向外通入收缩容积腔31。因此，当腔32达到最大容积时，在腔中没有空穴，当其开始收缩时，没有压力脉冲或尖峰，因而星形构件27的圆周运动和转动平稳。
现在主要参阅图4，该图相应于图2的12点钟位置，当星形构件27处于图4所示最大容积过渡状态时，星形构件27瞬时绕点P转动。在该瞬间，最小容积过渡腔30在右侧通过滚子81和轮廓85在接触线L3穿过的一点上的接触界定，在左侧通过滚子81和轮廓85在接触线L4穿过的一点上的接触界定。
每个凹部89伸入星形构件的谷底的程度使得恰好在腔30达到最小容积状态之前，凹部89的一部分在线L3下面延伸，与相邻的收缩容积腔31连通(例如，从图8中大约348度至大约358度)。因此，进入最小容积腔30中的流体通过凹部89通至腔31，直至腔30实际上达到其最小容积为止。
每个凹部87伸入星形构件的谷底的程度使得当腔30处于其图4所示的最小容积时，凹部87延伸至或接近延伸至线L4。因此，一旦腔30经过最小容积位置而开始膨胀时，凹部87的前缘移过线L4，开始与膨胀容积腔29连通(即，从图8中的大约2度至大约12度)，因而加压流体通过凹部87通入腔30，开始膨胀。
因此，当最小容积过渡腔30趋近最小容积位置时，按照针对最大容积过渡腔32所作描述相同的方式，在腔30中将没有流体进入，因而没有压力脉冲或尖峰，当腔30开始膨胀时，不会有空穴出现。因此，当每个容积腔经过从收缩容积腔31向膨胀容积腔29的过渡时，星形构件27的圆周运动和转动将平稳进行。在图4和5中应注意，凹部87和89相对于各线L1、L2、L3和L4对称，因而如图所示，和如上所述，马达可以在任一个转动(和流动)方向上工作，如上所述，凹部87和89的工作方式和性能将是相同的。
现在结合图1，主要参阅图6和7描述本发明的另一个重要方面。滑阀式马达专业中的技术人员公知，当滑阀51转动时，每个连通开口43(见图6)变换与滑阀51限定的轴向通道63和65的流体连通。在上述变换过程中，每个开口43瞬间经过图6所示的位置，在该位置上，它处于相邻通道63和相邻通道65之间的中心，因而开口43与每个相邻的通道63或65共同限定了一个重叠量“X”。这个重叠量实际上是开口43处于图6所示中心位置时开口43和通道63(或65)之间密封带的周向尺寸。
由于公差要求和热冲要求，在孔33和滑阀51外径之间必须形成一定的径向间隙。这种公知的径向间隙又需要上述的重叠条件，但是上述的重叠量又会降低马达的机械效率，这是由于在上述最小和最大容积过渡状态时可能出现的空穴和/或陷入(traping)引起的。可以增加上述重叠量从而改进容积效率，又不会象现有技术中那样降低机械效率，反而会增加机械效率，这是本发明的一个特征。
从理论上说，在开口43在图6中的位置中，假定开口处于其有关容积腔变成图4所示最小容积过渡腔30时的瞬间。但是如在背景技术部分中所描述的那样，高扭矩负载下马达工作时狗骨扭曲的出现将导致开口43不在图6所示中心的情况，但是开口43仍与高压下的轴向通道63相连通。因此，只是当与开口43有关的容积腔达到其最大容积过渡位置时，它仍将与返回压力连通，(如果不是本发明的话)容积腔然后将开始增大，但是又不与高压连通，结果在马达中形成空穴。
因此，按照本发明的一个重要方面，“现有技术”的每个连通开口43由连通开口91(见图7)替代，在该实施例中，换向开口91由一个圆孔而不是长孔构成。更重要的是，换向开口91的尺寸使得当其处于相邻通道63和相邻通道65之间的中心位置时，开口91与每个相邻通道共同限定一个重叠量“Y”，该重叠量显著大于现有技术的重叠量“X”。该实施例中的重叠量Y例如在现有技术装置的重叠量X的三至四倍的范围内。因此，在高转矩负载下，如果存在狗骨轴53的显著扭曲，那么当与该特定的开口91有关的容积腔达到其最小容积转换状态时，在通道63和换向开口91之间仍没有任何流体连通。
本专业技术人员将懂得，如图7所示的较大的重叠量Y不会负面影响流向和流出膨胀和收缩容积腔的流体连通，鉴于存在凹部87和89，不会引起横跨马达的压力降的有害增加，也不会对其补偿滑阀61的主阀门功能，趋近及通过最大和最小过渡状态的方式产生负面影响。据信，在马达额定转矩知识的基础上，通过计算在额定转矩下出现的狗骨扭曲量而选择重叠量Y是在本专业技术人员的能力范围之内的事。另外，通过阅读和理解本说明书，对于任何给定的齿轮转子几何形状选择凹部87和89的具体边界也是在本专业技术人员能力范围之内的事。
上面已对本发明作了详尽的描述，本专业技术人员通过阅读和理解本说明书，可对其作各种修改和变化而并不超出本发明的范围。
权利要求
1．一种旋转流体压力装置，它包括壳体装置(13)，壳体装置具有流体入孔(21)和流体出孔(23)；与所述壳体装置配合工作的流体压力操作的位移装置(15)，该装置(15)包括一个内齿环形构件(25)和一个外齿星形构件(27)，该星形构件偏心地设置在所述环形构件中以便在其间作相对的圆周运动和转动，从而响应于所述圆周运动和转动形成多个膨胀流体容积腔(29)和收缩流体容积腔(32)，以及最小容积过渡腔(30)和最大容积过渡腔(32)；一个阀门构件(51)，该阀门构件与所述壳体装置(13)共同形成在所述入孔(21)和所述膨胀容积腔(29)之间和在所述收缩容积腔(31)和所述出孔(23)之间的流体连通；一根与所述阀门装置(51)整体形成的输出轴(49)，以及驱动轴装置(53)，其用于从所述星形构件(27)向所述输出轴(49)传递所述转动，从而相对较大的转矩负载下所述驱动轴装置(53)承受相应的驱动扭曲；所述阀门构件(51)和所述壳体装置(13)共同限定一个标称阀门重叠量(X)；其特征在于(a)所述阀门构件(51)和所述壳体装置(13)共同限定一个显著大于所述标称阀门重叠量(X)的阀门重叠量(Y)；以及(b)所述外齿星形构件(27)在其轮廓(85)上限定多个第一凹部(87)，每个所述第一凹部设置得在所述过渡腔(32)趋近最大容积时可使流体在所述最大容积过渡腔(32)和相邻膨胀容积腔(29)之间连通。
2．如权利要求1所述的旋转流体压力装置，其特征在于所述阀门构件包括一个滑阀(51)，其圆柱形外表面设置在由壳体装置(13)限定的滑阀孔(33)中。
3．如权利要求1所述的旋转流体压力装置，其特征在于所述外齿星形构件(27)在其轮廓(85)上限定多个第二凹部(89)，每个第二凹部设置得在所述过渡腔(32)经过最大容积时可使流体在所述最大容积过渡腔(32)和相邻收缩容积腔(31)之间连通。
4．如权利要求1所述的旋转流体压力装置，其特征在于每个所述多个第二凹部设置得在所述过渡腔(30)趋近最小容积时可使流体在所述最小容积过渡腔(30)和相邻收缩容积腔(31)之间连通。
5．如权利要求1所述的旋转流体压力装置，其特征在于每个所述多个第一凹部设置得在所述过渡腔(30)经过最小容积时可使流体在所述最小容积过渡腔(30)和相邻膨胀容积腔(29)之间连通。
6．如权利要求1所述的旋转流体压力装置，其特征在于所述阀门重叠量(Y)选择得在所述驱动轴装置(53)承受所述驱动扭曲时使所述阀门构件(51)和所述壳体装置(13)仍在其间形成一个密封带。
全文摘要
一种旋转流体压力装置具有齿轮转子马达，其包括与外壳(13)共同限定一标称阀门重叠量(X)的滑阀构件(51)。马达具有将星形构件(27)的转动传至滑阀构件(51)和输出轴(49)的驱动轴(53)，在高转矩负载下驱动轴(53)承受通常会影响阀门定时的驱动扭曲。按照本发明，滑阀构件和外壳设有显著大于标称阀门重叠量的阀门重叠量(Y)。星形构件在其轮廓(85)上限定第一和第二凹部(87，89)，使最小和最大容积过渡腔(30，32)和有关膨胀和收缩容积腔(29，31)之间可连通，从而改善了机械和容积效率，在低速高压下动转更平稳。
文档编号F01C1/00GK1238423SQ99106760
公开日1999年12月15日 申请日期1999年5月19日 优先权日1998年5月19日
发明者韦恩·伯纳德·温克, 马文·里奥德·伯恩斯托姆 申请人:尹顿公司