具有用于轴向推力平衡的液压系统、带有螺旋齿的齿轮泵或液压齿轮电动机 |
|||||||
| 申请号 | CN201480001562.6 | 申请日 | 2014-05-20 | 公开(公告)号 | CN104379934B | 公开(公告)日 | 2016-08-31 |
| 申请人 | 马尔佐基蓬佩股份公司; | 发明人 | S·费莱蒂; D·波西奇; | ||||
| 摘要 | 齿轮 泵 (100)包括：齿状 驱动轮 (1)；齿状从动轮(2)；前 法兰 (6),轴的突出部(13)从该前法兰(6)向前突出，且该前法兰(6)与驱动轮的轴(10)连接；后盖(7)，固定在壳体(3)上；以及中间法兰(8)，位于壳体(3)和前法兰(6)之间。中间法兰(8)包括通过连接 导管 (82)与泵的入口 流体 管或出口流体管连接的第一腔室(80)和第二腔室(81)；补偿环(9)，安装于中间法兰的第一腔室(80)内且插在驱动轮的轴(10)的部分(T)上，以此补偿驱动轮的轴向 力 (A)并传递驱动轮的轴(10)上的运动；以及 活塞 (88)，安装于中间法兰的第二腔室(81)内，用于抵靠齿状从动轮的所述轴(20)的一端，以补偿作用在齿状从动轮上的轴向力(B)。 | ||||||
| 权利要求 | 1.一种齿轮泵或液压齿轮电动机(100；200)，包括： |
||||||
| 说明书全文 | 具有用于轴向推力平衡的液压系统、带有螺旋齿的齿轮泵或液压齿轮电动机 技术领域[0001] 本发明涉及一种齿轮泵或液压齿轮电动机，尤其是一种在具有双向型或多级(multiple stages)外齿轮的泵和液压电动机中用于平衡轴向推力的液压系统，所述齿轮泵或液压齿轮电动机中设置有螺旋齿。 背景技术[0002] 尽管下文中具体参考的是齿轮泵，但是本发明还涉及液压齿轮电动机。尽管齿轮电动机与齿轮泵工作原理不同：电动机用于将液压能(加压油)转换为机械能，而泵用于将机械能(作用于驱动轴的扭矩)转换为液压能(加压油)，但二者具有相同的结构。通过设置于电动机主体上的多个出口之一运送到液压电动机内的加压油通过驱动齿轮旋转而作用在齿轮上；在轴上施加负载时，扭矩是该轴上可用的输出。 [0005] 所述齿轮中的一个齿轮——其被定义为驱动轮(1)——接受来自于驱动轴的运动，而另一个齿轮——其被定义为从动轮(2)——接受来自于与其啮合的驱动轮(1)的运动。所述齿轮(1、2)分别与由支撑件或衬套(4、5)旋转地支撑的轴(10、20)连接。 [0007] 泵包括前衬套(4)和后衬套(5)，前衬套旋转地支撑齿轮的轴的前部，而后衬套旋转地支撑齿轮的轴的后部。每个衬套都具有两个旋转地支撑两个齿轮的轴的一部分的圆形壳体。 [0008] 前法兰(6)和后盖(7)固定于壳体(3)，将衬套(4、5)和齿轮(1、2)封闭在由壳体(3)、前法兰(6)和后盖(7)构成的箱体内。前法兰(6)具有开口，驱动轮(1)的轴(10)从该开口中露出来。因此，所述驱动轮的轴的突出部分(13)从前法兰(6)的前部突出，以便与传递运动的驱动轴连接。 [0010] 最常用的流体为油，油是部分不可压缩的。参考压力值为通常用于入口压力的环境压力，而出口压力达到300巴的最大值。 [0012] 参考图2，如果使用具有直齿的齿轮，在操作中，齿轮传递传送力(F)，该传送力(F)可被分解为相对于齿轮旋转轴沿径向导向的径向传送分力(Fr)(示于图2)和相对于齿轮旋转轴沿径向导向的横向传送分力(Ft)(图2未示出)。 [0013] 参考图2A，在这些情况下，压力(P)产生于入口区(图2A左侧的加深部分)，作用于齿轮的表面。压力(P)的合力可以同样地分解为两个分力：径向压力分力(Pr)和横向压力分力(Pt)。在此情况下，在轴向没有力施加于齿轮上。 [0014] 当像国际专利申请第PCT/EP2009/066127号、美国专利第US2159744号或第US3164099中公开的那样进行构造时，螺旋齿的使用允许极大地降低液压循环中由泵所产生的噪音和脉冲。 [0015] 必须注意，为了使两个具有相同几何特征的螺旋齿轮正确地进行啮合，螺旋的倾斜必须具有不一致的方向。 [0016] 图3A、3B、3C和3D公开了具有带螺旋齿的驱动轮(1)和从动轮(2)的齿轮泵。具有螺旋齿的齿轮的应用在操作过程中产生轴向载荷或应力(Fa，Pa)。螺旋齿的螺旋角βb越大，所述轴向载荷或应力(Fa，Pa)就越大(图3A、3B)。轴向应力(Fa，Pa)是由沿轴向作用于齿轮各部分的传送力(Fa)和压力(Pa)的投影而产生的。 [0017] 图3D表示分别作用于齿轮(1、2)的所有轴向力的合力(A、B)。 [0018] 如果没有对抗，轴向应力(A、B)的产生极大地增加了释放于衬套(4、5)上的具体压力，因此由于摩擦产生的损耗降低了机械效率，同时还降低了泵的可靠性和最大压力。 [0019] 这种轴向荷载的平衡问题可以不同的方式解决。 [0020] 参考图4，公知使用双螺旋齿轮以解决轴向荷载的平衡问题，这是因为轴向力(A、B)直接在齿轮上得到平衡。这种解决方案受到如下几个缺陷的限制：实际上，双螺旋齿轮的结构复杂性越高，同时在构造高压齿轮泵或电动机的过程中所需要的精确性越高，使得该方案成本效率低。 [0021] 一种用于平衡轴向力的替代方法公开于美国专利第US3658452号，其中使用右侧泵(具有顺时针旋转右侧螺旋的驱动轴的泵)和具有左侧螺旋的从动轴。 [0022] 参考图5(相应于US3658452的图1)，作用于泵的驱动齿轮和从动齿轮(11、12)的轴向力(A、B)直接朝向后盖(16)，并且被位于齿轮端部施以反作用力(A’、B’)的液压活塞(51、52)反抗。所述液压活塞(51、52)通过将泵的入口区与液压活塞的后腔(57、58)连接的通道(59、60、61)而送进。液压活塞(51、52)的尺寸必须合适以平衡轴向力(A、B)。 [0023] 作用在齿轮上的轴向力(A、B)受两个因素影响而产生：压力(Pa)的轴向分量(图3B)和从驱动轮到从动轮传递的扭矩所产生的力(Fa)的轴向分量(图3A)。无论用于齿轮的旋转方向和螺旋方向如何，所述力(Pa和Fa)在驱动轮上总是一致的，而力(Pa和Fa)在从动轮上总是不一致的。 [0024] A＝Pa+Fa [N] (1) [0025] B＝Pa-Fa [N] (2) [0026] 如果考虑现有技术以右侧旋转(顺时针旋转的驱动轴)具有螺旋齿轮的泵，且使用具有右侧螺旋的驱动轴，以公知的速度运转，则在驱动轴侧被吸收的扭矩为： [0027] [0028] V＝排量[cm3/rev] [0029] P＝入口和出口之间的压力差[巴] [0030] ηm＝液压机械输出(实验获得的数值) [0031] 假设在泵动作期间，一半扭矩通过驱动轮传递至流体，则传递至从动轮的扭矩Mtcto为整个扭矩的一半。 [0032] [0033] 通过螺旋齿轮产生的轴向传送力Fa为： [0034] [0035] Dp＝齿轮运行的节径[mm] [0036] β＝螺旋倾斜角[°] [0037] 由于公知的作用和反作用原理，作用于驱动轮和从动轮的力Fa具有相同的强度，但是方向相反。 [0038] 由压力Pa产生的轴向力是沿轴向压力的合力： [0039] [0040] h＝齿高[mm] [0041] l＝环宽[mm] [0042] 鉴于上述内容，压力Pa在各齿轮上具有相同的强度和方向。根据齿轮最典型的尺寸，Pa>Fa，且因此力F1和F2总是具有一致的方向。 [0043] 补偿活塞的直径ΦA和ΦB由式(7)和式(8)获得： [0044] [0045] [0046] 力Fa和Pa均线性取决于入口压力P的值(参见式(5)、(6))。因此，在计算补偿活塞的直径后，轴向力可在任意数值的压力P下完全平衡。 [0047] 由于作业和部件简单且可靠，因此使用补偿活塞是一个相当便宜且易于操作的方案。美国专利第US3658452号公开的内容仅能在单向电动机的情况下解决轴向力的平衡问题，在该情况中，合力A和B必须总是朝向后盖(参见图5)(即，在具有右侧驱动齿轮和左侧从动齿轮的右侧泵的情况下，或者在具有左侧驱动齿轮和右侧从动齿轮的左侧泵的情况下)。 [0049] 双向泵(具有两个流动方向)的使用允许将驱动轴的旋转方向反转，由此将油流动的方向以及高压区和低压区反转，例如，将液压促动器的运动反转。同样，双向电动机的使用在需要将液压电动机的输出轴处存在的扭矩的方向进行反转的应用中也是有用的。 [0050] 图6A表示在双向泵的情况下，在轴向力A、B均直接朝向前法兰的工作条件下轴向力的分布。在这种情况下，公开于美国专利第US3658452号的方案并不适用，原因是运动的反转以及入口侧和出口侧的反转导致作用于齿轮(1、2)上的轴向力(A、B)的反转，如图6B所示。在此情况下，轴向力(A、B)直接朝向前法兰(6)而不是朝向后盖(7)。由于驱动轮(1)的轴的不可避免的突出部(13)——其从前法兰(6)突出，驱动轮(1)上的轴向力(A)不再如图5所示的方案一样通过液压活塞得到平衡。 [0051] 在具有高压流体入口侧和低压流体出口侧的液压电动机中也发现相同的情况。在此情况下，没有驱动轮和从动轮，仅有第一齿轮(1)和第二齿轮(2)。另外，轴的突出部(13)构造成与荷载连接，而不是与电动机连接。 [0052] 图7表示包括前级(SA)和后级(SB)的多两级泵。为了清楚起见，图7显示两级泵，但该方案可用于更多级的泵。使用多级泵有必要将多个独立循环连接到单个动力输出装置进行。在此情况下，所述泵平行连接且后级(SB)通过机械连接(500)(例如，Oldham连接或花键连接)，接受来自于前级(SA)的驱动轮的轴的必要扭矩。还是在多级泵的情况下，美国专利第US3658452号公开的方案是不适用的，原因是前级(SA)的齿轮之一的轴的端部(T)被连接以向后级(SB)传递运动。实际上，由于齿轮的轴的端部(T)必须突入后部以传递后级(SB)的运动，因此，前级无法具有封闭的后盖。 [0053] 总之，当轴向力(A、B)直接朝向泵的由齿轮的轴穿过的侧面时，美国专利第US3658452号公开的内容并不适用。 发明内容[0054] 本发明的目的在于通过设置液压系统以平衡双向或多级型具有螺旋齿的齿轮泵或液压电动机的轴向力，以克服现有技术的缺陷。 [0057] 本发明的齿轮泵或电动机包括： [0058] -与轴连接的第一齿轮， [0059] -与轴连接且与第一齿轮啮合的第二齿轮， [0060] -支撑件，旋转地支撑齿轮的轴， [0061] -壳体，容纳支撑件且限定出入口流体管和出口流体管， [0062] -前法兰，轴的突出部从该前法兰向前突出，该前法兰与第一齿轮的轴连接，所述轴的突出部构造成与电动机或荷载连接，以及 [0063] -固定在壳体上的后盖， [0064] 其中， [0065] -所述齿轮的齿为螺旋型。 [0066] 本发明的齿轮泵或电动机还包括： [0067] -位于所述壳体和所述前法兰之间的中间法兰，所述中间法兰包括通过连接导管与入口流体管或出口流体管连接的第一腔室； [0068] -补偿环，安装于中间法兰的所述第一腔室内且插在第一齿轮的所述轴的部分上，以补偿作用于第一齿轮上的轴向力，并允许在第一齿轮的轴上的运动传递。 [0069] 其中所述补偿环包括中空的圆柱体和从圆柱体径向突出的挡圈(collar)，其中，圆柱体和挡圈的外径是以补偿作用在第一齿轮上的轴向力的方式进行选择的。 [0071] 本发明的附加特征将从以下详细的说明，结合附图清楚地看到，附图仅为示意性，不具有限定作用，其中： [0072] 图1为现有技术具有直齿的齿轮泵的轴向图； [0073] 图1A为图1中沿剖面A-A线的剖视图； [0074] 图2为与图1相同的、显示径向传送力的视图； [0075] 图2A为与图1A相同的、显示径向和横向压力的视图； [0076] 图3A为具有螺旋齿的齿轮泵的轴向图，显示径向和轴向传送力； [0077] 图3B为与图3A相同的、显示径向和轴向压力的视图； [0078] 图3C为与图3A相同的、显示当泵处于左侧旋转时，轴向传送力和压力的视图； [0079] 图3D为与图3A相同的、显示指向泵的后盖的轴向传送力和压力的合力的视图； [0080] 图4为现有技术的双螺旋齿轮泵的轴向图； [0081] 图5为对应于US3658452的图1的现有技术螺旋齿轮泵的轴向图； [0082] 图6A为与图3C相同的、显示当泵处于右侧旋转时，轴向传送力和轴向压力的视图； [0083] 图6B为与图6A相同的、显示指向泵的前法兰的轴向传送力和压力的合力的视图； [0084] 图7为现有技术的多级泵的两级的放大示意图； [0085] 图8为表示本发明的双向型齿轮泵的轴向图，其中一些与泵的入口管连接的高压通道以加深的方式显示； [0086] 图9为图8的截面图，其中入口区以加深的方式显示； [0087] 图10为与图9相同的、在反转运动后的视图，其中入口区以加深的方式显示； [0088] 图11为与图9相同的、在反转运动后的视图，其中一些与泵的入口管连接的高压通道以加深的方式显示； [0089] 图11A为图11的泵的轴向推力的补偿系统的一些元件的轴向放大视图； [0090] 图12为本发明包括两级的多级泵的轴向图； [0091] 图13为图12的轴向推力的补偿系统的详细放大视图； [0092] 图14为本发明包括三级的多级泵的部分轴向图。 具体实施方式[0093] 参考图8～图11，显示了本发明的双向齿轮泵，通常由标号(100)表示。 [0094] 下文中与上述部件相同或相应的部件采用相同的标号表示，省略对它们的详细描述。 [0095] 泵(100)包括：第一齿轮(1)，第二齿轮(2)，处于封闭位置的后盖(7)，以及前法兰(6)，轴的突出部(13)从该前法兰向前突出，该前法兰与第一齿轮(1)的轴(10)连接。两个齿轮(1、2)均具有螺旋齿。 [0096] 轴(10)的突出部(13)与能沿顺时针或逆时针方向进行运动机械旋转(kinematic mechanism rotate)的电动机(M)连接。在此情况下，第一齿轮(1)为驱动轮，而第二齿轮(2)为从动轮。 [0097] 参考图9，当电动机(M)使驱动轮(1)沿逆时针方向旋转时，在壳体(3)的左侧产生一个出口区(高压)，图中用加深颜色表示，而在壳体(3)的右侧产生一个入口区(低压)。 [0098] 参考图8，在此情况下，在齿轮(1、2)上分别产生面向后盖(7)的轴向力(A、B)。 [0099] 遵照美国专利第US3658452号的启示来平衡作用于后盖(7)的轴向力(A、B)。在后盖(7)内存在两个腔室(70、71)，其中设置了第一活塞(270)和第二活塞(271)。所述活塞(270、271)对齿轮(1、2)的轴(10、20)的后端缘进行轴向驱动。 [0100] 两个导管(72、73)存在于后盖(7)内，将泵的出口腔室(图9中加深颜色表示)与两个活塞(270、271)的腔室(70、71)连通。鉴于上述情况，活塞(270、271)推压齿轮的轴(10、20)，产生力(A’、B’)，其抵消作用在齿轮上的轴向力(A、B)。 [0101] 参考图10，当电动机(M)将旋转方向反转，使驱动轮(1)沿顺时针旋转时，在壳体(3)的右侧产生出口区(高压)，图中用加深颜色表示，而在壳体的左侧产生入口区(低压)。 [0102] 参考图11，在此情况下，在齿轮(1、2)上分别产生面向前法兰(6)的轴向力(A、B)。 [0103] 中间法兰(8)设置于壳体(3)和前法兰(6)之间，以补偿所述轴向力(A、B)。 [0104] 参考图11A，所述中间法兰(8)具有通孔(85)以允许齿状驱动轮的轴(10)的端部(T)通过。 [0105] 中间法兰(8)包括：具有环形形状的第一腔室(80)，其围绕通孔(85)设置；以及具有圆柱形状的第二腔室(81)，其位于从动轮(2)的轴(20)的轴向位置。 [0106] 导管(82)存在于中间法兰(82)内，将两个腔室(80、81)与泵的出口导管连通(图10中用加深颜色表示)。 [0107] 补偿环(9)设置在第一腔室(80)中。补偿环(9)插在驱动轮的轴(10)的端部(T)上。为此，肩部(15)存在于驱动轮的轴的端部(T)的邻近位置，补偿环(9)抵靠该肩部(15)。有利地，补偿环(9)以花键方式连接于轴(10)的端部(T)上，以避免可能引起流体从泵的高压区向低压区泄露的不希望的摩擦。 [0108] 补偿环(9)包括圆柱体(90)和从圆柱体(90)径向向外突出的挡圈(91)。补偿环(9)内部中空且具有通孔(92)以允许驱动轮的轴的端部(T)通过。通孔(92)具有花键凹部，而轴(10)的端部(T)具有花键凸部。 [0109] 两个动态密封件(95、96)设置于中间法兰(8)的第一腔室(80)内，用以支撑补偿环(9)，以这种方式消除从高压区向低压区的可能出现的泄露。 [0110] 圆柱形活塞(88)设置于中间法兰的第二腔室(81)内。 [0111] 当齿轮的旋转方向为如图10所示时，中间法兰的腔室(81、80)与出口导管(高压)连通，由此流体沿箭头方向(A’、B’)推动补偿环(9)和活塞(88)(如图11所示)，以对作用在齿轮上的轴向力(A、B)进行补偿。 [0112] 参考图11，补偿环的挡圈(91)具有外径(d1)，补偿环的圆柱体(90)具有外径(d2)。 [0113] 由直径d1和d2限定出的环形区域的程度为用于完全补偿轴向力(A)。直径d1和d2的数值通过式(7)进行计算，此处考虑以具有相同面积的环形部分替代圆形面积。其中的一个直径根据结构需要是固定的，而另一个直径通过下式计算得出： [0114] [0115] 活塞(88)具有外径(d3)，活塞(88)的外径(d3)的程度为用于补偿轴向力(B)。d3的值可以通过下式直接计算得出： [0116] [0117] 根据本发明的优选实施例，轴向力分别通过补偿环(9)和活塞(88)在齿状驱动轮(1)的轴上和齿状从动轮(2)的轴上均得到平衡。然而，必须考虑的是，驱动轮(1)的轴上的轴向推力的合力(A)比从动轮(2)的轴上的轴向推力的合力(B)要大得多。因此，活塞(88)是可选的且可以省略。 [0118] 如图8和图11所示，驱动轮的轴的端部(T)从中间法兰(8)向外突出，且通过机械连接(500)与驱动轴(12)连接，该驱动轴(12)具有与电动机(M)连接的所述突出部(13)。 [0119] 机械连接(500)可以是花键连接、Oldham连接或任何其它形式的连接。机械连接(500)容纳在抵靠着中间法兰(8)的盘(501)内。 [0120] 可选地具有中间盘(600)，其上的轴承(601)旋转地对轴(12)进行支撑。中间盘(600)位于前法兰(6)和容纳机械连接(500)的盘(501)之间。 [0121] 尽管图8～图11涉及的是泵，但是所述附图也可以是液压电动机，其中泵的出口(高压区)对应于电动机流体的入口，而泵的入口(低压区)对应于电动机流体的排出口。在液压电动机的情况下，没有驱动轮和从动轮，仅有第一齿轮(1)和第二齿轮(2)。另外，轴的突出部(13)构造成与荷载连接，而不是与电动机(M)连接。 [0122] 图12、图13表示多级齿轮泵(200)。 [0123] 多级齿轮泵(200)包括前级(SA)和后级(SB)。每级都包括具有螺旋齿的齿轮。 [0124] 后级(SB)是泵的最后一级，且因此由后盖(7)封闭，此处没有轴向外突出。轴的突出部(13)从前法兰(6)向前突出以与电动机(M)连接。 [0125] 前级(SA)的驱动齿轮的轴的端部(T)通过容纳在位于两级(SA、SB)之间的盘(501)内的机械连接(500)，与后级(SB)的齿状驱动轮的轴的端部(T)连接。 [0126] 在这种情况下，前级和后级的齿轮分别受到轴向力(A、B、C、D)，这些力均直接朝向后盖(7)。 [0127] 因此，后级(SB)的齿轮上的轴向力(C、D)通过设置于后盖(7)内的活塞(270、271)的运动来平衡。 [0128] 相反，前级(SA)的齿轮上的轴向力(A、B)通过补偿环(9)的运动和设置于中间法兰(8)内的活塞(88)的运动来平衡。如图13所示，补偿环(9)和活塞(88)分别产生轴向力(A’、B’)用于对作用在前级(SA)的齿轮(1、2)上的轴向力(A、B)进行补偿。 [0129] 容纳机械连接(500)的盘(501)设置于中间法兰(8)和后级(SB)之间。 [0130] 参考图14，多级泵(200)可以包括一个或多个位于前级(SA)和后级(SB)之间的中间级(SI)。每个中间级(SI)均包括具有螺旋齿的第一齿轮(1)和第二齿轮(2)。中间级(SI)的第一齿轮(1)接受来自于前位级(SA)的驱动轮(1)的轴的端部(T)的运动，并转而将该运动通过将中间位级的第一齿轮的轴与后位级(SB)的第一齿轮的轴连接的机械连接(500)传递至后位级(SB)。 [0131] 在此情况下，在中间级(SI)的壳体和机械连接(500)之间设置额外的中间法兰(8)。该中间法兰(8)的补偿环(9)用于补偿中间级(SI)的第一齿轮(1)的轴向推力(A)。 |
||||||
QQ群二维码
意见反馈
意见反馈