旋转齿轮泵及用于旋转齿轮泵的内转子的制作方法

各种实施例涉及用于动力传动系统部件(例如车辆内的内燃发动机或变速器)的旋转齿轮油泵。

背景技术：

油泵用于使油或润滑剂流通通过动力传动系统部件，诸如发动机或变速器。油泵通常提供为产生转子泵或旋转齿轮泵(gerotor pump)。旋转齿轮泵具有正排量特性以及在泵的各个部件之间的紧密间隙，这在泵的操作期间导致泵和连接的油道内的流体的压力脉动或波动的形成。泵中流体的压力脉动可充当动力传动系统部件的激励来源(例如，当泵安装至动力传动系统部件时)。例如，泵可安装至发动机缸体、变速器壳体、油盘或油底壳壳体、变速器钟形壳体等，在这些位置压力脉动可引起来自发动机或变速器的音调噪声或啸叫声。这种油泵引起的动力传动系统啸叫声或音调噪声是常见的噪声、振动和不平顺性(NVH)问题，并且减轻技术可包括诸如添加至动力传动系统以减小由常见的泵引起的噪声的阻尼装置的手段。

技术实现要素：

针对现有技术中存在的问题，本实用新型的目的在于提供一种旋转齿轮泵，该旋转齿轮泵可设有内转子且流体通道横跨两个齿延伸，以流体连接不相邻的凹陷或泵送室。通过将流体路径设置在内转子的一些交替凹陷之间，而使剩余凹陷不具有流体路径，油泵的主要谐波能够被破坏成低峰，导致减小的压力波动和油泵音调噪声。

根据本实用新型的一个方面，提供一种旋转齿轮泵，包括：泵壳体，泵壳体限定室且具有流体入口和流体出口；外齿轮构件，外齿轮构件被支撑以绕第一轴在室内旋转，外齿轮构件具有一系列内部齿；以及内齿轮构件，内齿轮构件绕与第一轴间隔开的第二轴可旋转地支撑在外齿轮构件内，内齿轮构件限定插入一系列外部凹陷的一系列外部齿，内齿轮构件限定穿过内齿轮构件的流体通道以流体连接两个不相邻的凹陷，另一凹陷独立于流体通道，流体通道构造成在操作期间干扰谐波以减小压力波动和相关音调噪声。

根据本实用新型的一个实施例，另一凹陷定位在两个不相邻的凹陷之间并且将两个不相邻的凹陷分隔开。

根据本实用新型的一个实施例，内齿轮构件和外齿轮构件配合形成多个可变容积泵送室，以从流体入口向流体出口泵送流体。

根据本实用新型的一个实施例，流体通道由内齿轮构件的端面中的凹槽限定。

根据本实用新型的一个实施例，流体通道进一步由内齿轮构件的另一端面中的第二凹槽限定。

根据本实用新型的一个实施例，流体通道由延伸穿过内齿轮构件的主体的孔口限定，并且定位在内齿轮构件的第一端面和第二端面之间。

根据本实用新型的一个实施例，内齿轮构件限定穿过内齿轮构件的另一流体通道以流体连接另两个不相邻的凹陷，另一流体通道构造成在操作期间干扰谐波，以减小压力波动和相关音调噪声。

根据本实用新型的一个实施例，流体通道在与流体通道的第一端相关联的第一泵送室和与流体通道的第二端相关联的第二泵送室之间提供流体连接。

根据本实用新型的一个实施例，流体通道是限定在内齿轮构件内的唯一流体通道。

根据本实用新型的一个实施例，流体通道具有邻近第一齿的上游侧上的齿根区域的第一端、以及邻近第二齿的下游侧上的齿根区域的第二端，第一齿与第二齿相邻。

根据本实用新型的一个实施例，内齿轮构件具有(N)个齿，并且外齿轮构件具有(N-1)个齿。

根据本实用新型的另一方面，提供一种旋转齿轮泵，包括：壳体，壳体在室中形成入口和出口；以及内转子，内转子定位在惰轮转子内并且具有顺序布置的第一齿根区域、第二齿根区域和第三齿根区域，内转子限定在第一齿根区域和第三齿根区域之间延伸的流体通道，第二齿根区域不具有流体通道。

根据本实用新型的一个实施例，内转子的第一齿根区域、第二齿根区域和第三齿根区域与惰轮转子配合形成可变容积泵送室。

根据本实用新型的一个实施例，内转子具有第一端和第二相对端，流体通道由第一端中的凹槽限定。

根据本实用新型的一个实施例，流体通道进一步由第二相对端中的另一凹槽限定。

根据本实用新型的一个实施例，内转子具有第一端和第二相对端，流体通道由与第一端和第二相对端间隔开的孔口限定。

根据本实用新型的另一方面，提供一种用于旋转齿轮泵的内转子，包括：主体，主体具有由限定一系列齿的外壁分隔开的第一端壁和第二端壁，主体限定流体通道，流体通道具有与第一齿的第一面相交的第一端和与第二齿的第二相对面相交的第二端，第一齿和第二齿相邻。

根据本实用新型的一个实施例，第一齿的第二面和第二齿的第一面在形成于第一齿和第二齿之间的齿根区域中相遇。

根据本实用新型的一个实施例，齿根区域不具有流体通道。

根据本实用新型的一个实施例，流体通道连接内转子的不相邻的齿根区域；并且其中，流体通道是限定在内转子内的唯一流体通道。

在实施例中，旋转齿轮泵设置有泵壳体，泵壳体限定室且具有流体入口和流体出口。外齿轮构件被支撑以绕第一轴在室内旋转，外齿轮构件具有一系列内部齿。内齿轮构件绕与第一轴间隔开的第二轴可旋转地支撑在外齿轮构件内。内齿轮构件限定插入一系列外部凹陷的一系列外部齿。内齿轮构件限定穿过其中的流体通道，以流体连接两个不相邻的凹陷，其中另一凹陷独立于流体通道。该流体通道构造成在操作期间干扰谐波，以减小压力波动和相关音调噪声。

在另一个实施例中，旋转齿轮泵设有在室中形成入口和出口的壳体。该泵具有内转子，内转子定位在惰轮转子内，且具有顺序布置的第一齿根区域、第二齿根区域和第三齿根区域。内转子限定在第一齿根区域和第二齿根区域之间延伸的流体通道，其中第二齿根区域不具有流体通道。

在又一个实施例中，用于旋转齿轮泵的内转子设有主体，主体具有由限定一系列齿的外壁分隔开的第一端壁和第二端壁。主体限定流体通道，该流体通道具有与第一齿的第一面相交的第一端和与第二齿的第二相对面相交的第二端，第一齿和第二齿相邻。

根据本公开的各种实施例具有相关且非限制性的优点。例如，旋转齿轮油泵可设有内转子且流体通道横跨两个齿延伸以流体连接不相邻的凹陷或泵送室。通过将流体路径设置在内转子的一些交替凹陷之间，而使剩余凹陷不具有流体路径，油泵的主要谐波能够被破坏成低峰，导致减小的压力波动和油泵音调噪声。

附图说明

图1展示根据实施例的用于车辆中的部件的润滑系统的示意图；

图2展示根据实施例的旋转齿轮泵的透视剖面图；

图3展示适用于图2所示的泵的内转子的透视图；

图4展示适用于图2所示的泵的另一内转子的透视图；

图5展示适用于图2所示的旋转齿轮泵的又一内转子的透视图；

图6展示图5的内转子的俯视图；

图7展示相较于从具有传统惰轮转子的泵输出的压力，从具有图3中的内转子的图2的泵输出的压力的图表；

图8展示相较于具有传统惰轮转子的泵，具有图3中的内转子的图2的泵的频域分析；

图9展示相较于从具有传统惰轮转子的泵输出的压力，从具有图4的内转子的图2的泵输出的压力的图表；以及

图10展示相较于具有传统惰轮转子的泵，具有图4的内转子的图2的泵的频域分析。

具体实施方式

根据需要，本文提供本公开的具体实施例，但是，应当理解，本公开的实施例仅是示例且可以各种及替换的形式体现。附图不一定按照比例绘制，一些特征可能被夸大或最小化以显示特定部件的细节。因此，本文公开的具体结构和功能性细节不应理解为限制，而仅作为用于教导本领域技术人员如何以不同方式实施本公开的代表性基础。

车辆部件10(例如车辆内的内燃发动机或变速器)包括润滑系统12。尽管可设想使用其他车辆部件，本文将车辆部件10描述为发动机。润滑系统12在操作期间为发动机提供润滑油，通常称作油。该润滑油或油可包括石油基和非石油合成化学组分，并且可包括各种添加剂。润滑系统12循环油且在压力下将油输送至发动机10以润滑旋转轴承、移动活塞和发动机凸轮轴。润滑系统12可额外提供发动机的冷却。润滑系统12也可向发动机提供油用作液压流体，以用作致动各种挺杆、阀等的液压流体。

润滑系统12具有用于润滑剂的油底壳14。油底壳14可为如所示的湿式油底壳，或可为干式油底壳。油底壳14充当用于油的容器。在一个实例中，油底壳14被提供为连接至发动机并且定位在曲轴下方的油盘。

润滑系统12具有向泵18的入口提供油的进油道16。该进油道16可包括滤网并且与油底壳14中的油流体接触。

泵18接收来自进油道16的油并且对油进行加压以及驱动油使其循环通过系统12。在下文中参照图2至图6将更加详细地描述泵18。在一个实例中，泵18由发动机10的旋转部件驱动，诸如由凸轮驱动的带或机械齿轮系。在其他的实例中，泵18可由另一装置驱动，诸如电动马达。

油从泵18行进通过油过滤器20并且至车辆部件或发动机10。油行进通过发动机10内的各个通道并且然后从发动机10离开或排出并且进入油底壳14中。

润滑系统12还可包括油冷却器或热交换器以经由至冷却媒介(诸如环境空气)的热量传递来降低系统12中的油或润滑剂的温度。润滑系统12还可包括未示出的附加部件，包括调节器、阀、压力释放阀、旁通阀、压力和温度传感器等。

在其他的实例中，泵18可在其他的车辆系统中实施，例如，作为油泵等。

图2至图6展示了泵50和其各种部件。泵50可作为泵18用于润滑系统12中。泵50具有壳体52和盖。壳体52和盖配合形成内部室56。盖与壳体52连接以封闭室56。盖可使用一个或多个诸如螺栓等的紧固件连接到壳体52上。可提供密封件，如O环或垫圈来密封室56。

内部室56可设有大致圆柱形的支撑件或引导壁57或由所述支撑件或引导壁57限定。引导壁57可包括壁的一个或多个部分，其具有共同的曲率半径和中心。引导壁57的各个部分可位于共同圆柱的周界周围。

泵50具有流体入口58和流体出口60。流体入口58具有如图2所示的入口端口，该入口端口适于连接至诸如与供给(诸如油底壳14)流体连通的进油道16的管道。入口端口可定位在壳体52上，如图所示，或可由盖限定。流体入口58与室56流体连接并且与壁57相交以使入口58内的流体流动进入室56中。壳体52和盖可限定入口58区域的部分。入口58可被成型为控制各种流体流动特性。

流体出口60具有出口端口，该出口端口适于连接至与油过滤器、车辆部件(诸如发动机等)流体连通的管道。如图所示，出口端口可位于壳体52上，或可由盖限定。流体出口60与室56流体连接并且与壁57相交以使室56内的流体流动进入出口60。壳体52和盖可限定出口60区域的部分。出口60可被成型为控制各种流体流动特性。入口58和出口60通过一部分的壁57彼此间隔开，并且在一个实例中，可大体上彼此相对。

泵50具有泵轴62或驱动轴。泵轴62被驱动以旋转泵50的部件并驱动流体。在一个示例中，泵轴62由与发动机连接的机械驱动，从而使得该泵轴作为发动机部件旋转，如作为曲轴旋转，且可提供传动比以在预定范围内提供泵速。在一个示例中，泵轴62的一端以花键连接或其他方式形成以机械连接旋转车辆部件，以驱动泵50。

轴62的另一端被支撑以在泵50的壳体52内旋转。该壳体可限定用于轴的该端的支撑件，以在其中旋转，且支撑件66可包括套管、轴承连接件等。轴62绕轴62的纵向轴70旋转。

轴62延伸穿过盖，且盖可包括具有套筒或密封件的开口，以将流体保留在该泵内并防止或减少其从室56泄露。盖还可包括支撑用于在其中旋转的轴62的附加套管或轴承组件。

内转子80或内齿轮构件连接到泵轴62上以与其旋转。内转子80具有主体，该主体限定内表面或壁82和外表面或壁84。形成内壁82以连接泵轴62以绕轴70与其旋转。在一个示例中，内壁82被花键连接以配合泵轴62的相应的花键部分。外壁84限定一系列外齿86。内转子80也可限定为外齿齿轮。

外转子90、外齿轮构件或惰轮齿轮或转子环绕内转子80且被支撑以在室56内旋转。外转子90具有内表面或壁92和外表面或壁94。内壁92限定一系列内齿轮齿96。外转子90可限定为内齿齿轮。外壁94为圆柱形并且其尺寸被设定成可被壳体的圆柱形壁部分接收并且与该圆柱形壁部分大体上匹配以用于在其中绕轴98旋转。轴98是壳体的圆柱形室56的纵轴或中心轴。外壁94可直接地邻近并且可接触圆柱形壁部分57，因为该壁部分57用于在泵50操作期间将外转子90保持在适当位置。

内转子80通过泵轴62绕轴70旋转。内转子80上的一系列齿86具有齿顶区域104和齿根区域106或凹陷106。齿顶区域104邻近各齿110的齿顶108。齿根区域106邻近在相邻齿110之间的齿槽底面112。各齿顶区域104和齿根区域106可由摆线形状或另一形状形成。在所示示例中，齿根区域106由摆线或圆内螺线形状形成，从而齿根区域106为平滑曲线。凹陷106包括齿根区域且可额外包括相邻齿86的至少一部分，例如，侧部或面。凹陷106不包括相邻齿86的齿顶108。

外转子90具有一系列内齿96，内齿96具有齿顶区域120和齿根区域122。齿顶区域120邻近各齿的齿顶且齿根区域122邻近在相邻齿之间的齿槽底面。各齿顶区域120和齿根区域122可由摆线形状或另一形状形成。在所示示例中，齿顶区域120由摆线或圆内螺线形状形成，从而齿顶区域120为平滑曲线。齿顶区域120形成与内转子80的齿根区域106相同的曲线或形状，从而区域106、120匹配以形成连续密封。

当内转子80由轴62旋转时，内转子80的齿86与外转子90的齿96啮合，且外转子90作为惰轮由内转子80驱动。在本示例中，图2中，泵轴62在顺时针方向上旋转内转子80，因此惰轮转子90由内转子80在顺时针方向旋转。内转子80相对于外转子90和圆柱形壳体56、57是偏心的。当内转子80绕轴70旋转时，其中轴70相对于外转子90的旋转轴98偏移，不同容积的泵室形成于内转子80和外转子90之间，以驱动流体流动。如从图2中可看出，泵50在室56中无新月形密封件或插入件的情况下操作。

多个室140形成于内转子80和外转子90之间。当泵50运行时，各室140具有不同容积。各室140容积增加以从入口58吸取流体，之后容积减少以将流体推出出口60。在142处示出室容积增加。在144处示出室容积减少。随着内转子80旋转，内转子80的外壁84和外转子90的内壁92之间的间隔在绕内转子80的各种径向位置处改变。由内转子、叶片和凸轮形成的靠近入口端口58的室的容积增大，其从入口端口58将流体吸入室内。靠近出口端口60的室的容积减小，其从该室将流体驱至排出端口60并流出泵。

图3展示用于与图2所示的泵50一起使用的内转子80。内转子80具有限定第一端150和与第一端150隔开的相对第二端152的主体。第一端和第二端通过外壁84连接，外壁84限定与一系列凹陷106或凹形区相交的一系列齿轮齿86。

内转子80内具有至少一个流体通道160。各流体通道160可由内转子80的端面150、152限定。流体通道160流体连接内转子80的交替齿根区域106或凹陷。流体通道160流体连接泵50内的两个泵室140，且横跨内转子的两个齿延伸，从而两个齿顶108和凹陷106或泵室140定位在通道160的端部之间。通道160流体连接不相邻的泵室140或不相邻的齿根区域或凹陷106。

流体通道160可设置为形成于至少一个端面150或152中的凹槽或槽道。在一个示例中，通道160为形成于各端面150、152内的敞开槽道162。内转子80可具有一个流体通道160、如所示的两个流体通道160或两个以上流体通道160。敞开槽道162与壳体的平坦表面和/或盖配合，以通常在不相邻的凹陷106之间形成流体通道或路径。

一般来说，流体通道160构造用于在泵50运行期间扰乱谐波，以降低压力波动和相关音调噪声。通过设置通道160流体连接形成于齿86之间的一些但不是全部的泵室140，干扰泵运行期间的谐波。齿86之间的剩余凹陷106或泵室140独立于通道160或不具有通道160，从而其通过齿86与相邻和不相邻的泵室140流体隔离，以保持整体泵送效率。应当注意，传统内转子没有通道160。

各流体通道160由横跨两个齿86(例如，齿164)延伸的通道或凹槽162限定。各槽道162具有第一端166，第一端166与该齿的上游侧168或面上的内转子80的侧壁84相交或邻近齿164的第一侧上的齿根区域106。各槽道162还具有第二端170，第二端170与另一相邻齿164的下游侧172或面上的内转子的侧壁相交或邻近该齿的第二侧上的齿根区域106。各凹槽或槽道162横跨各齿164延伸，以流体连接由齿164部分限定的不相邻的泵室140。

因此，连续的凹陷174或齿根区域106及相关的泵室140定位在槽道162的端部166、168之间，且不与槽道162流体连通。

各流体通道160可具有沿其长度均匀的凹槽162。在替代性示例中，部分流体通道160可具有沿其长度增加和/或减少的锥形的部分。槽道162可具有各种横截面形状，包括长方形、弯曲的、V形、抛物线形、其他平滑连续的曲线和/或线性不连续形状。流体通道160的横截面形状可不变或沿其长度改变。如所示，流体通道160可尺寸相同或尺寸不同。流体通道160可相对于齿164相似地定位，或可相对于齿164及内转子80不同地定位。流体通道的各端166、168可定位于齿根区域106或凹陷的预定位置处，且这些位置可在上游凹陷和下游凹陷之间改变，或可相似地定位。

如所示，各流体通道或凹槽可为线形或非线形。该流体通道的路径可由内转子80的几何结构限制。该流体通道的路径也可被塑形为特定路径，以为流体流入或流出该通道提供所需的流动特征。

在一个示例中，各槽道162具有约0.5到2毫米宽和0.5到3.0毫米深的横截面尺寸。在所示示例中，各槽道具有1.5毫米宽和1.5毫米深的尺寸。

图4至图6展示适用于图2所示的泵50的内转子80的进一步示例。内转子80具有第一端150和与第一端150隔开的相对第二端152。该第一端和第二端由外壁连接，该外壁限定一系列齿轮齿86。

内转子80其内具有至少一个流体通道160。各流体通道160由内转子80的主体限定且与内转子80的端面150、152分隔开。流体通道160流体连接内转子80的交替齿根区域106或凹陷。流体通道160流体连接泵50内的两个泵室140，且横跨该内转子的两个齿延伸，从而两个齿顶108和凹陷106或泵室140定位在通道160的端部之间。通道160流体连接不相邻的泵室140或不相邻的齿根区域或凹陷106。

流体通道106可设置为延伸穿过内转子80的中间区域的孔或孔口。在一个示例中，通道160为孔口180。内转子80可具有如所示的一个流体通道160或如图5至图6所示的一个以上的流体通道160。孔口180与内转子的外壁84相交且通常在不相邻的凹陷106之间形成流体通道或路径。

一般来说，形成流体通道160的孔口180构造成在泵50的运行期间干扰谐波，以降低压力波动和相关音调噪声。通过设置通道160流体连接形成于齿86之间的一些但不是全部的泵室140，干扰泵运行期间的谐波。齿86之间的剩余凹陷106或泵室140独立于通道160，从而其通过齿86与相邻和不相邻的泵室140流体隔离，以保持整体的泵送效率。应当注意，传统内转子没有通道160。

各流体通道160由横跨两个齿86(例如，齿164)延伸的孔口180限定。各孔口180具有第一端182，第一端182与该齿的上游侧168或面上的内转子80的侧壁84相交或邻近齿164的第一侧上的齿根区域106。各孔口180还具有第二端184，第二端184与另一相邻齿164的下游侧172或面上的内转子的侧壁相交或邻近该齿的第二侧上的齿根区域106。各孔口180横跨相应齿164延伸，以流体连接由齿164部分限定的不相邻的泵室140。

因此，连续的凹陷174或齿根区域106及相关的泵室140定位于孔口180的端部182、184之间，且不与孔口180流体连通。

各流体通道160可具有沿其长度均匀的孔口180。在替代性示例中，部分流体通道160可具有沿其长度增加和/或减少的锥形的部分。孔口180可具有各种横截面形状，包括圆形、椭圆形、槽型、矩形、其他平滑连续的曲线和/或不连续线形。流体通道160的横截面形状可不变或沿其长度改变。如所示，流体通道160可尺寸相同或尺寸不同。流体通道160可相对于齿164相似地定位，或可相对于齿164及内转子80不同地定位。流体通道的各端182、184可定位于齿根区域106或凹陷的预定位置处，且这些位置可在上游凹陷和下游凹陷之间改变，或可相似地定位。尽管仅示出一个孔口180流体连接不相邻的凹陷106，也可提供一个以上的孔口180以流体连接同样的不相邻凹陷。

如所示，各流体通道或凹槽可为线形或非线形。流体通道的路径可由内转子80的几何结构限制。流体通道的路径也可被塑形为特定路径，例如，以为流体流入或流出该通道提供所需的流动特征。

内齿轮构件80或内转子的主体限定一系列(N个)齿86，齿86具有(N个)相关的凹陷106。内齿轮构件80具有少于(N个)与通道160流体连通的凹陷。(N个)凹陷非顺序地布置成一系列凹陷106和齿86，从而不存在流体通道160的至少一个凹陷174定位在两个凹陷106之间，其中，两个凹陷106中的每个凹陷具有通道160。因此，具有流体通道160的凹陷106彼此不相邻，且相邻的流体凹陷彼此不流体连通。应当注意，外齿轮构件90具有一系列(N-1个)齿。一系列齿86中的交替齿或更少的齿可设有流体通道。如图5-6所示，对于具有横跨不同凹陷174的一个以上的通道160来说，通道160可在一端共用共同的凹陷106，且可与在其他端处的不同凹陷106流体连通。相邻的凹陷106和泵室140彼此不流体连通。换句话说，不相邻的或非顺序的凹陷106由转子80中的流体通道160流体连接。

在图3或图4所示的示例中，N＝5，从而内转子80设有5个齿86和5个凹陷106。不相邻的两个凹陷106由流体通道160流体连接，且剩余三个凹陷106独立于流体通道160。

在图5所示的示例中，N＝5，从而内转子80设有5个齿86和5个凹陷106。转子80具有两个流体连接不同凹陷106的流体通道160。第一流体通道160流体连接第一和第三凹陷106，且第二流体通道流体连接第三和第五凹陷106。因此，实质上，第一、第三和第五凹陷106彼此流体连通。第二和第四凹陷独立于流体通道106。

例如，当泵50安装到动力传动系统部件时，随着旋转齿轮泵50运行，泵50内的流体的压力波动可用作对动力传动系统部件的激发源。峰值压力和其谐波的基频对应内转子齿的数量(N)。例如，泵50可安装到发动机缸体、变速器外壳、油盘或水箱外壳、变速器钟型外壳或类似部件，其中压力波动可能引起音调噪声或来自发动机或变速器的啸叫声。通过提供压力释放或在旁路容积内作用，本公开的内转子80设计用于降低或消除油泵引发的动力传动系统啸叫声或音调噪声。

泵50具有内转子80，内转子80具有用于破坏该泵的谐波的流体通道160。因为流体通道160仅在一些凹陷106中实施，因此仅流体连接交替的凹陷，且不提供给所有凹陷106和相关泵室140，油泵主要阶数和其谐波在具有减小的压力波动和减小的谐波振幅的较大频率范围内被破坏。

传统旋转齿轮泵在限制于该泵阶数的非常窄的带频内展示出强压力峰值。根据本公开的泵50降低压力峰值且在较大的频率范围内分布。伴有增加的频率和更均匀频率分布的较低振幅压力峰值可以减小音调噪声。

内转子80的流体通道160为泵50提供压力释放并用于减小音调噪声或啸叫声。当泵50运行时，在邻近出口60的不同容积的室140内的流体能够从室140流经通道160并流向出口区域60。相较于具有传统内转子和泵壳体的泵，带有流体通道160的内转子80的建模和检测展示出改进的泵50运行特征。

建模结果在图7至图8中提供，其基于旋转齿轮泵并且使用计算流体动力学(CFD)分析确定在4000rpm下操作，其中，旋转齿轮泵带有内转子80，内转自80具有五个齿86，并且内转子80带有由图3所示的凹槽162提供的流体通道160。内转子80具有图3所示的两个凹槽162，其中每个凹槽具有0.5mm的宽度和0.5mm的深度。本文描述的具有内转子80的旋转齿轮泵50在运行期间压力波动或峰值降低。通道160用于破坏由内转子80的旋转引起的谐波，并用来通过提供从相邻的泵送室至泵出口的压力释放和受限的流体流动来减少压力波动和音调噪声或啸叫声。

相比于泵50，传统泵的平均体积流速(每分钟加仑)的建模结果示出可比流速。例如，考虑到几何尺寸，在4000rpm时，预测相比于传统泵，泵50的流速大约减小2％。如需要，可通过轻微扩大泵的尺寸来补偿这种流量的小量减少。

例如，如图7所示，在运行时，传统泵可在泵的出口处提供流体，其中在稳态状态操作条件期间，压力波动或压力起伏由线200示出。这些压力波动为出口处的最大流体压力或尖峰和最小流体压力之间的差。根据本公开的泵50具有用于在同样的稳态状态操作条件的如线202所示的压力波动。相较于传统泵，在泵速范围内，根据本公开的泵50提供带有在泵出口处的更低幅度的更宽压力尖峰。因此，基于效率偏差等，根据本公开的泵50不引发任何显著的损失。

图8展示相比于传统泵，根据本公开的泵50的出口处的频域中的压力波动分布图。贯穿频域的分析显示对于泵50的多个阶数的压力峰值的显著减少，其中，对于较高阶数的压力峰值基本消失，如图8所示，传统泵由线210例示，以及根据本公开的泵50由线212例示。泵的基频，例如，第一阶数和更高阶数谐波由内转子80上的齿86的数目决定。泵的内转子80具有5个齿，因此，对于在4000rpm转速运行的泵，泵的谐波阶数由于压力脉动而为5的倍数，并且第一阶数在333赫兹且第二阶数出现在666赫兹。

从图8的频域中，可以看到用于超出基本阶数的阶数的更低压力振幅，并且这是旋转齿轮泵的典型特征。该音调噪声通常是由于泵的较高阶数，并且对于与泵压力波动相对应的第一阶数的振幅减少通常不足以解决啸叫声问题。对于车辆部件油泵NVH评估，在较高频率阶数的泵压力波动可因此被考虑且可被减少以减轻音调噪声。

建模结果在图9至图10中提供，并且其基于旋转齿轮泵并且使用计算流体动力学(CFD)分析确定在4000rpm下操作，其中，旋转齿轮泵带有内转子80，内转自80具有五个齿86，并且内转子80带有由图4所示的孔口180提供的流体通道160。内转子80具有图4所示的一个孔口180，并且具有直径为3.5mm的圆形截面。如本文描述的具有内转子80的旋转齿轮泵50在运行期间压力波动或峰值降低。通道160用于破坏由内转子80的旋转引起的谐波，并用来通过提供从相邻的泵送室至泵出口的压力释放和受限的流体流动来减少压力波动和音调噪声或啸叫声。

相比于泵50，传统泵的平均体积流速(每分钟加仑)的建模结果示出可比的流速。例如，考虑到几何尺寸，在4000rpm转速时，预测相比于传统泵泵50的流速大约下降2％。

例如，如图9所示，在运行时，传统泵可在泵的出口处提供流体，其中在稳态状态操作条件期间，压力波动或压力起伏由线220示出。这些压力波动为出口处的最大流体压力或尖峰和最小流体压力之间的差。根据本公开的泵50具有用于在同样的稳态状态操作条件的如线222所示的压力波动。相较于传统泵，在泵速范围内，根据本公开的泵50提供带有在泵出口处的更低幅度的更宽压力尖峰。因此，基于效率偏差等，根据本公开的泵50不引发任何显著的损失。

图10展示相比于传统泵，根据本公开的泵50的出口处的频域中的压力波动分布图。贯穿频域的分析显示对于泵50的多个阶数的压力峰值的显著减少，其中，对于较高阶数的压力峰值基本消失，如图8所示，传统泵由线230例示，以及根据本公开的泵50由线232例示。泵的基频，即，第一阶数和更高阶数谐波由内转子80上的齿86的数目决定。泵的内转子80具有5个齿，因此，对于在4000rpm转速运行的泵，泵的谐波阶数由于压力脉动而为5的倍数，并且第一阶数在333赫兹且第二阶数出现在666赫兹。

从图8的频域中，可以看到对于超出基本阶数的阶数的更低压力振幅，并且这是旋转齿轮泵的典型特征。该音调噪声通常是由于泵的较高阶数，并且对于与泵压力波动相对应的第一阶数的振幅减少通常不足以解决啸叫声问题。对于车辆部件油泵NVH评估，在较高频率阶数的泵压力波动可因此被考虑且可被减少以减轻音调噪声。

根据本公开的泵50还可减少噪声。例如，当根据本公开的泵50与用于车辆的动力传动系统一起使用时，来自动力传动系统的音调噪声减少。使用泵50的音调噪声减少可提供来自动力传动系统的减小的噪声、振动和不平顺性(NVH)。另外，动力传动系统或润滑系统可使用根据本公开的泵50加以简化。例如，具有传统泵的动力传动系统或润滑系统可包括噪声减小装置或部件，且这些部件可通过转换为本公开的泵而加以消除。在一个示例中，传统润滑系统包括阻尼材料，例如，位于油底壳上的胶泥，且此阻尼材料可通过转换为本文所描述的泵50而被移除，而不增加来自动力传动系统的音调噪声。

尽管上面描述了示例实施例，这些实施例并不意图描述本公开的所有可能形式。相反，在说明书中所用的措词是用于说明而不是用于限制，且应理解，在不脱离本公开的精神和范围情况下，可以进行多种改变。此外，多个执行实施例的特征可加以组合以形成本公开进一步的实施例。