按本发明权利要求1的绪言所述用于一内燃机的气门组系(或 气阀机构，简称气阀系)，更具体说是关于一按权利要求16和18 的绪言所说的具有吸入控制的齿圈/内啮合齿轮泵。

在汽车工程的持续发展过程中，对提高发机动性能的要求与日 俱增，要求这些发动机在宽的转速范围内能实施最佳控制。为了既 能在发动机低速状态下又能在发动机高速状态满足这种控制要求， 于是发展了一些气阀系，其进气与排气阀的重叠时间可随转速而 改变。在一些用来控制调节阀的重叠(重合)时间的系统中，如称做 VTC(阀正时控制)的系统，每个进气阀和排气阀的凸轮轴可相互 间进行调节，因此两凸轮轴上的凸轮相位上有偏移。

除了通过采用凸轮轴之间相对转动的这种凸轮轴控制方法之 外，阀的行程也可改变，在发动机高速状态下对应于较长的阀门 重叠时间可调节加大阀的行程，而在低速状态下对应于较短的阀 门重叠时间或甚至没有重叠时，阀行程就应调小。此外，从高温运行 状态至正常运行状态也希望能控制阀的行程和/或重叠时间。

从德国汽车杂志“Motortechnische Zeitschrift”55(1994)6第 342页中可对一种多相位阀门调节机构有所了解。在此结构布置 中用于6汽缸发动机的凸轮组设置了两个摇臂。取决于所关心的 速度，T形连接轴(T形轴)同时对每个汽缸的两个进气阀和排气 阀实施控制。在高速时液压缸活塞使T形轴与两个摇臂相连接，在 低速时T形轴与用于低速状态的摇臂相连接。此外，这种机构也可 能用于关断汽缸。为此目的，T形轴可与用于高速状态的摇臂脱开 啮合，因此六个汽缸中只有三个在工作。

向发动机供油的常用油泵如叶片泵或普通齿轮泵，它们供出 的工作介质的供流压力或流量是随泵的转速提高而持续增加。这些 泵通常直接由发动机通过一相应的肋带驱动装置或其它恰当的 齿轮来驱动，这样供流压力或流量就随发动机速度的提高而提高。 为在发动机低速状态下使气阀系正常动作需使所使用的泵在发动 机低速状态下的供流能有很陡的增加量，相应地常见的泵通常就 设计得较大，相应的消耗功率也较大，这也就是为什么发动机转速 增加时，这类泵所供的发动机油比气阀系的致动机构所需的油要 多，从而多余的油就要从泵的输出端直接返回至油箱。

一种设计成内啮合齿轮泵的油泵也已从德国的39 33 978号 专利中了解到。这种泵的驱动装置照例是由带小齿轮的轴构成的， 这类泵，例如汽车发动机滑油泵的设计供油量仅在运行范围的低速 区才与速度成比例，在较高的速度时所需的润滑油或工作液的增 加量大大低于发动机的速度(增加量)，因此就需对泵实施吸入控 制。

这种吸入控制的一个缺点是会引起气穴现象。在这类泵的压 力区内，无法使其压力按速度增加而线性增加，此时压力增加呈非 线性，如对于某一速度增量供液量只有少许增加。一旦在工作范围 内整个几何尺寸上的供液量已不能保持在按比例增长的范围内 时*，气穴就会产生，它会引起流体腔内所含气体的破裂，结果会产 生有害噪声并对腔壁造成损伤。此外，这类泵在较高的速度范围内 效率相对较低。

因此本发明的目的是在于创建一种用于内燃机的气阀系，其 中向用来调节发动机阀的控制装置的致动构件所供给的工作流体， 应按这样一种方式供给，即供给致动构件工作所必须的工作流体 量，而且又能节省能量，也就是有高的效费比。本发明的另一目的 在于提供一种气穴现象极小并且效能较高的内啮合齿轮泵，它特 别可运用于上述的这种阀系中。

这些目的可按照权利要求1，16和28中的主要内容来达到。

最佳实施例在附属的权利要求中予以阐述。

按照本发明，一用于内燃机的气阀系配备有一具有吸入控制 的齿圈泵，该泵具有包括有一组腔的密封带，被称为压力腔的流体 腔，其容积从工作流体的入口至泵的出口是逐渐减小的。这种用于 本发明目的泵的固有排流特性是转速的函数，它基本上适应于气 阀系的要求。这种泵在其低速范围内的排油过程中呈现一种陡的排 油增量，以便瞬时就能向所有用户供给充分的油。在较高速度范围 内供油曲线变得平坦或大体上成为恒定值，这样是符合气阀系的实 际需要的，从而液压上的消耗损失得以减小。在先有技术中所必需 为泵设置的代价高昂的压力控制阀就可以取消，简单的安全阀也 足以在发动机冷起动时对最敏感的用户实施过载保护。由于按需 要量供油，故不仅能实现节省液静力功率，而且泵的供油回路中需 要的组件也较少。

一种吸入控制式齿圈泵作为凸轮轴控制的供流泵使用时十分 有利。另一种有利的应用场合是用作阀行程控制的供流泵。再者， 这种泵用来开、闭汽缸也很有利，例如这在上面提及的杂志 “Motortechnische Zeitschrift”55(1994)6的第342页中有所叙述。 这种吸入控制式齿圈泵在气阀系中的综合应用就能获得更多的有 利方面。当结构尺寸合适时，按本发明的泵在被用来实施阀的控制 时，还可用来向发动机提供润滑油。润滑油或发动机油也可同时用 作气阀系致动构件的工作油。

最好在泵的吸入端具有可变的节流装置以使其排流特性更好 地适应用户需要。因此具有一多级节流装置的泵可获得多级的排 流特性，多级排流特性的级数是与多级节流装置的级数相对应的。 我们所关心的节流装置可以是简单的限流器或节流器，也可以是 调节阀。应用无级调节节流装置也很有利，它能使泵具有很大的调 节范围，从而能在使用场合灵活地适应不同的需要。

按本发明的这种新型内啮合齿轮泵的决定性优点在于：由于 工作流体可调节地从出口供入口并与此同时阻断工作流体从入口 通道进入所述的入口，随速度增加而会引起腔内压力下降并随此 可能产生的气穴的腔有较高的出口压力，于是在此腔内可以避免 出现气穴。再者，一个主要的优点还在于：由于没有气穴现象发生， 即该腔内不形成负压而是接入正压，这种正压力就会在小齿轮上 产生一正的力矩作用。暴露于较高压力中的腔体，其工作类似于一 液压马达，因而能获得很高的效率。

按照一最佳实施例，在权利要求16的特征说明中所叙述的装 置，依次使处于边界位置处的入口与压力区内压力已增高的压力 区相连通，这样做的结果是：可以确信随压力增加，任何情况下的压 力下降及因此而可能产生的气穴的腔由于较早地引入了压力从而 可避免出现噪声和损坏。

最好上述装置具有一与出口相连的过渡通道，该装置的开口 通过一阀机构与至少一个供流通路导通，该供流通路又与入口相 连通。于是阀机构就可控制调节从出口供来的工作流体，即从压力 区供向入口并同时使从入口通道供向该入口的工作流体先受节流 后被阻断。为此目的，一个这样的阀机构最好具有一个滑阀，它在壳 体内由一弹簧支持并逆着过渡通道工作流体的压力偏移设置，而 且滑阀借助于一头部筒柱阻断或释放工作流体通向供流通道的通 路。通过适当地选择其刚度，该弹簧就提供了控制阀机构工作性能 的可能性。滑阀的头部筒柱的外形可设计成这样：即加压的工作流 体逆着弹簧力作用于它的一个表面，与此同时，利用其侧表面它可 阻断或释放工作流体的供流通路，这取决于滑阀的位置。

过渡通道内无压力条件下或压力升至一预定值的条件下，恁 借一壳体上的上档使逆着弹簧力作用的滑阀可处于能使工作流体 从过渡通道流入供流通路的位置。该条件对应于低速下或当泵处于 静止时阀装置的起始位置。滑阀的另一相对停止位置是由其逆着弹 簧力方向运动至某一位置所确定，在该位置弹簧已达到满行程，滑 阀所保持的该位置使工作流体从过渡通道流入所有的供流通路。

不与过渡通道相连接的腔的入口最好能使其尺寸大致被限制 在这些腔所覆盖的区域内，这样能确保各腔在随速度的增加暴露 于来自高压区的压力中时，能完全与吸入区相隔离。与此相对照，出 口可能大致覆盖住各腔所处的总区域，从排流的方向看，各腔的下 游可能与过渡通道相连通。按这样的方式构造的出口是适用的，因 为在整个工作过程中与出口连通的各腔实际上处于高压。

在一最佳实施例中，滑阀的一个朝向背离头部筒柱的一端与 壳体一起构成一使滑阀运动得以缓冲的弹簧腔，该腔内充满工作 流体并通过一钻出的孔道与入口通道的工作流体相沟通。

阀机构最好以旁路阀的形式同时起安全阀的作用。一旦头部 筒柱压力区域内的最大压力超出最后的供流通路的压力至某一程 度，由于由此引起的减压而产生工作流体从压力区域进入入口通 道的短路现象，弹簧推迟完全被压缩的时刻直至建立起一适当的排 流截面为止。

在另一按本发明的最佳实施例中，内啮合齿轮泵的小齿轮齿 数比齿圈的齿数少两齿，在未进入啮合的齿的位置处设置有一固 定在壳体上的新月形注油器，在这种布置中齿圈的齿形应做得足够 的尖，使得吸入区域内的各腔通过齿的啮合而相互密封隔离。

此外，按本发明的内啮合齿轮泵的特点在于其滑阀的头部筒 柱包括有一筒座和一具有同一外径的辋圈，辋圈与筒座在纵向上邻 接，滑阀在壳体孔内的导引和密封功能是由在头部筒柱的筒座和头 部筒柱的辋圈外表面上的壳套孔提供的。

最好把按本发明的内啮合齿轮泵用作按当前发明的气阀系中 的吸入控制式泵。

现参阅图中所示的实例对本发明进行详述。

图1是一曲线图，示出了气阀系对工作油液的需求量；

图2示出了一个吸入控制式齿圈泵，它在入口通道内设有一限 流器；

图3是一曲线图，示出了图2所示上述吸入控制式齿圈泵的排 流特性；

图4示出一吸入控制式齿圈泵的横截面；图5示出另一个吸 入控制式齿圈泵的横截面；

图6是一曲线图，示出了图5所示泵的速度N与漏油流之间 的关系；

图7是一曲线图，示出了图5所示泵的入口处吸入压力与泵 的速度之间的关系；

图8是一曲线图，示出了图5所示泵的中间压力PI及压差PI -PH与泵速之间的关系；

图9是一按本发明的内啮合齿轮泵的横截面图，其中阀装置的 位置是由泵的起始状态所表示；

图10是一按本发明的内啮合齿轮泵的横截面图，其转速状态 比图9所示的转速高；

图11是一按本发明的内啮合齿轮泵的横截面图，其中其转速 已增大至某一程度，此时阀装置通过利用腔的入口使与供流隔离的 一个腔释放以便从压力区域给该腔加压；

图12是一按本发明的内啮合齿轮泵的横截面图，其中阀装置 设想已处于一位置，在该位置所有入口通道和供流通路向与之连 接的各腔供给高压工作流体；和

图13是按本发明的内啮合齿轮泵又一实施例，其中小齿轮的 齿数比齿圈的齿数少两齿，而且在未啮合的齿的位置处设置有固 定在壳体上的新月形注油器。

在图1中示出了泵流量VP和气阀系需要的流量与发动机转速 DM之间的关系曲线，气阀系需要的流量在发动机转速达到D1M之 前的起始段是增加的，而在随后的速度范围D1M和D2M之间实质 上保持为一恒定值，速度从D2M直至发动机速度D3M时，流量第二 次增加，随后当发动机转速进一步增加时流量大体上保持在转速 D3M时的流量值。

图2示出一吸入控制式齿圈泵100，由于有吸入控制它已显示 出适应气阀系流量需要的排流特性，这种吸入控制式齿圈泵的排 流特性在图2中示出。图中可考虑由泵的排流压力所代替的流量 VP与泵转速的函数关系，如图3所示。按此考虑，当达到一限定的 转速DG时泵的排流量VP曲线变得平坦或折平，这一点在通常称 做“降流控制”点处，通过设计或工作中的调节来获得，，随后不管 泵速进一步如何增加，VP大体上保持为一恒定值。

借助于在泵100的吸入管道或入口通道12中的限流器14，油 流量在降流控制点Dg受到限制。在限流器14处确定了一临界流 量，于是在达到降流控制点后不论速度如何进一步增加，吸油和供 油流量大致就保持在一恒定量上。由于在吸入端的节流作用，在限 流器14的下游侧会产生一强负压，该负压比油的蒸发压力小，油开 始沸腾并蒸发。当一内齿圈2和一小齿轮4啮合运转转速超过降流 控制点Dg时，齿间腔13经由一泵内的入口被油和气构成的混合 物所充满，这一与泵内部沟通的入口通常被称之为“吸入肾形孔” 11。在一常规的齿圈泵中，在吸入肾11和一泵的出口(通常称为“压 力肾孔”20)之间的封闭地带很小，若使用这种泵，承受低压的齿间 容积就会猛然地与高压连通，“高压油”就会渗透进入“低压区”内， 气泡就会瞬时地从气态转变成气液混合的状态，即气泡将发生爆 破，这种被称为“气穴”的现象会产生噪声和引起泵的损伤。为防止 气穴产生，吸入控制式齿圈泵在吸入肾孔11和压力肾孔20之间具 有一长的封闭带，封闭带至少应覆盖45°角，最好至少达90°。油/气 混合物在最大齿腔容积处开始至随后的吸入端止，随着泵的旋转逐 步地被压缩而使其容积逐步减小而不是瞬时地受到压缩。在形成 封闭带的压力腔17内，混合状态下的气体成分能以一种受控的变 化方式在压力肾孔20内的齿间腔排空以前转变为流体状态。

在降流控制点Dg以前的泵的低速范围内，沿吸入肾孔和压 力肾孔之间的封闭带设置的齿间腔17中充满了100％的油。假设 初始时齿间腔容积最大，当齿轮体2、4转动，“吸入肾孔”的边缘相 交叉时齿间腔被封闭隔离开并且由于进一步转动使其容积减小而 被加压，于是设置在外齿圈2内的溢流通道128内的球阀21开始 起作用，它起到单向阀的作用。一旦一齿间腔17内的压力增加，位 于其后沿的阀21相对于作为吸入空间的“吸入肾孔”11是关闭的， 而其前方的阀21相对于作为压力空间的压力肾孔20是开启的， 于是油流经过由此形成的旁路进入下一齿间腔。由于此处压力同 样也随转动而增加，油流随后就流向后续的齿间腔，如此持续下去 直到到达压力肾孔为止。可以通过测量来证实，这种泵不会产生 气穴现象。虽然油液能形成气泡，但不会爆裂，而是逐步地在受控情 况下转变成流体状态。

因此，一齿圈泵在降流控制点Dg使其入口端形成节流并按照 以上所述的构造制作，当泵的尺寸合适那末在泵低速时供油流VP 可实现按要求那样急剧增加，如图3所示。在吸入肾孔11与压力肾 孔20之间的封闭带内，尽管油/气混合物由于泵速VP增加而形成， 但对于随后大致保持为恒定的流量值VP来说泵的功率消耗仍相 对较低。当这种泵应用于一气阀系的供给回路中时，几乎没有多余 的排油需直接返回油槽，故也可取消应用高昂的压力控制阀最多需 采用价格不贵的压力限制阀。与采用常规泵相比，节省的功率大致 与降流控制点Dg上方的流量三角形相等，即大致为图3中用阴影 描绘的上部三角形面积。

图4示出了一个如在德国4209143C1号专利中为人所知的那 种泵，这种泵特别适用于本发。它具有一用简略方法表示的泵壳1， 在其圆柱形的齿轮腔内装有环2，环2以其外周面安装在齿轮腔的 周壁上，在泵壳1内还有轴3的小齿轮，轴3上装有齿圈泵，然而 其他形式的安装方式也是可能的。

小齿轮4比环2的齿数少一个，因此小齿轮4的每一齿始终是 与环2的一个齿相啮合，于是所有由小齿轮和环的齿间形成的齿 间腔接续地由相邻的齿间腔相互封闭隔离，泵是按顺时针方向旋 转，吸入肾孔11设置在位于图的平面后方的齿轮腔端壁内，压力 肾孔20的设置也与此相同。两个齿轮2，4的中心点是偏离的这一 点以及齿顶圆的直径和齿宽这些因素共同决定了泵的排油特性曲 线的陡度(见图3)。

低速时吸入管道12中的吸入速度低，由于实质上无负压产生 所以油能以无气泡状态流进设置在壳体1的侧面上的吸入肾11 内并实际上布满于整个吸入圆周面区域。由于低速时齿频也低，齿 和齿间隙之间的流体阻力小，于是由齿轮2，4位于吸入端的各齿 所形成的吸入(齿间)腔13内充满了大体上没有气泡的油，用来与 吸入管道沟道的吸入肾孔11沿着齿轮2，4的外周面方向一直延 伸到齿啮合最小点16附近。在该点16所处的区域内，由两相对齿 间隙构成的腔13达到它们的最大容积，低速时腔内部都被油所充 满。随着泵的进一步转动，点16左方区域的处于位置17.1，17.2和 17.3处的各齿间腔变为排油腔，因为从点16的左方开始一起到沿 直径方向与最小啮合点16相对的最深啮合位置7处，各腔的容积 持续地减小直至几乎为零。

对于无吸入控制的齿圈泵，用作出口孔道的压力肾孔20可延 伸至点16附近，此时压力肾孔20还有齿间腔在第一位置17.1处 就暴露于全量值的供流压力下。

与这种结构不同，现用泵齿轮腔室内的压力肾孔20沿圆周面 朝向最深啮合点方向的长度缩短了，于是在吸入肾孔11和压力肾 孔20之间有一组齿间腔17.1至17.3。在实施例中形成的封闭带 覆盖角大于90°，当腔17.1至17.3充满无气泡的油应能使自身排 空，这是通过环2上齿内的溢流通道128得以实现的。在每个溢流 通128内设有一单向阀21。于是受压介质体积持续减小的腔17.1 至17.3，借助于所设置的一系列溢流通道128和单向阀21.1至 21.3沿排流方向把液流排入压力肾孔20从而使自身逐步排空。在 此配置中就需在腔17.1至17.3中存在一种略高于压力肾孔20中 压力的静压，这是因为溢流通道128及单向阀21内存在流体阻力 必然会引起压力损失的缘故。在低速时这种损失不大，因为这时流 速不大。节流损失应尽可能小，这可通过恰当地设计单向阀来实现。

一直到一确定的限定速度Dg(图3)之前供流大致与速度成比 例，一旦超过此限度Dg吸入管道12内的静压开始下降，它降至 一临界值以下。按照该实例对泵所进行的试验，此限定速度Dg大 致为1,200转/分。当转速约为1500转/分时，由于吸入静压已降至 工作油的蒸发压力之下，不管速度增加与否排流会停滞。在这之后 由于无气泡的油液因离心力作用沿径向向外流动，泵吸入端的各腔 出现气穴，气穴从理论上说集中在小齿轮4的齿根圆区域，即22 处。泵转速约为2100转/分时，泵的排流量只有其最大排量的2/3 左右。这种情况以一与环同心的圆所表示的用虚线画出的液面线 23所描绘，此液面线23用标明液面的位号24来标志。沿径向在液 面线23之内实质上存在有油蒸汽和/或空气，而油实质上是存在 于液面线23沿径向向外处，该液面线23穿过齿间腔17.3中的小 齿轮的齿间隙的齿根部25，腔17.3恰好是要与压力肾孔20进入 接触。泵最好设计成即使在预期有的最大运行速度时，液面线23 实质上也不会进一步沿径向向外移动而超过齿间腔17.3的小齿轮 齿根25所在位置，腔17.3此时正好要开始到达压力肾孔20的边 沿。只要吸入控制在起作用，此液面线23当然始终是位于上述的 极限位置沿径向的内侧。

由于腔17.1至17.3是通过齿尖与齿侧面的啮合相互封闭隔 离，并且所示设计中单向阀21的关闭不仅是由于作用在阀珠上的 离心力所引起，另一方面也是由于从腔17.1经17.2直至17.3内 的静压的增加而引起，压力肾孔20内的排流压力就不会影响到腔 17.1至17.3。于是在液面环区23以内的气穴在到达腔17.3之前， 由于腔容积的减小可具有足够的转变时间而消失。

要使限定速度Dg点向上移动，在吸入管道12内设置了一与 限流器14并联(平行)的旁路，在该旁路中配置一节流器43，节流 器可在“开启”和“关闭”两位置之间实施调节。

按上述构造设有限流器14和与限流器并联的节流器的泵已能 符合如图1所示气阀系所需供流曲线的要求，这仅要求在发动机转 速达到图3所示的D2M时使节流器43从其“关闭”位置变为“开启” 位置即可。

再者，压力肾孔20的出口通道19不仅由压力肾孔20供给，还 由位于压力肾孔20上游的另一出口孔口35供给，孔口35通过一 通道36与出口通道19连接，连接方式从图4可明显观察到。在通 道36内也设置一节流器37，它可在关闭通道36与开启液流通道 36的两位置之间调节或转换。

在正常工作状态，两节流器43和37均关闭。当由于一致动装 置76或82接入回路而需大量的油液时，用一相应的控制装置使 两节流器43和37开启，这是为了一个目的，即大大降低吸入阻力 并使液面线23相应地向外移动。在图3中排流特性的限定速度Dg 沿斜线向上。节流器43的开启可与泵速相配合，并通过一合适的 电子控制回路与发动机的转速配合，比如说当发动机转速达到图3 所示的D2M点时，节流器43开启。

由于节流器37伴随节流器43的变换而变换，现在大量的油 就不必另外经溢流通道128向前流向压力肾孔20的前端由于前 方出口孔口35和通道36，压力肾孔20功能上的前沿目前就较接 近于最小啮合点16。按这种方法溢流通道128内的节流损失达到 最小，泵的效率得以提高，供流量的增加多多少少更接近线性，一 直到发动机转速达到一个新的更高的限定速度为止。

吸入管道12内采用其他形式的节流装置也是可行的，例如， 可以不采用旁路而仅用一单个节流器可以分级调节或连续(无级) 调节的这种节流器在使用中也很有利。此外还可设置一控制阀。吸 入管道12以及出口通道19，36内的节流控制与发动机转速有关， 因为发动机气阀系对工作油流的需要量也是取决于发动机转速的。 通过利用相应的节流装置，吸入控制式齿圈泵就能适应液面在很 广的范围内变化的要求。

除设有单向阀21的溢流通道128之外，还可在腔17.1至17.3 所经过的齿轮腔端壁上即环2的齿根圆附近设置一附加的旁路，该 旁路沿圆周面延伸至压力肾孔20的前沿。这种旁路的一种构造在 德国43 30 586.5号应用专利的图5中已有描述并为人所知。

为适应较多齿的情况，这种旁路由做在齿轮腔端壁上的开口构 成，在作为例子的实施例中与有两个这样结构的开口50和51，在 端壁内还做出连接通道53。开口50和51位于环2齿根圆附近在 所述齿根圆以内。两个开口50和51分别通过沿径向向外的短通道 54和55与朝向圆周面方向的连接通道53相连接，连接通道53连 接到压力肾孔20上。径向通道、开口50、51和连接通道53以沟槽 形式形成于齿轮腔端壁内，它们可能具有带圆角的矩形截面，例 如，它们的深度如图所示大致与槽的宽度相等。连接通道53连续 地被带齿的环2的环形部分所覆盖住。由于刚离开齿顶接触点16 的腔开始逐渐缩小，朝向点16的第一开口50的端部与此点16沿 圆周方向有一相对较大的角度间隔，在本例中沿覆盖此开口50的 齿轮轮缘测量上述角度约等于2/3齿的节距。与之相比较，位于供 流方向的开口51的端部实质上距压力肾孔20的前沿更远，即比一 个齿的节距稍大，所以每当一腔与开口51脱离接触，它很快开始 向压力肾孔20开启。两开口50和51上相互面对的两端的间隔相 当大，大至两开口50和51不会被一个腔所连接沟通，如果开口较 窄此间距可能还要稍大些。

在考虑开口50和51的结构时，这些开口的径向位置也要予以 考虑，例如，为获得相同的开启和闭合时间，开口50，51沿圆周方 向延伸的范围都要较小，开口距环2的齿根圆要远，为突出其效果， 开口50的位置应比开口51沿径向稍向里一些，然而它沿圆周方 向伸展的长度要比开口51稍短。在实例中开口50和51都相对较 短，在许多情况下它们可稍稍长些。

当齿圈泵在低转速下运转时，经过连接通道53被阻挡封闭的 油QL的体积等于腔17.1至17.3的排油体积量。随着速度的增 加，经过连接通道53的流体表现流动阻力明显增大，这是由于开 口50和51的开启时间变得愈来愈短促。相应地，在腔17.1至17. 3内的压力PI随着经连接通道53内被阻挡的油流QL的下降而 同步上升。然而，这些关系仅用在速度升至某一限定值才成立，此 时在吸入肾孔11内，即在腔13内仍有气穴发生。当速度较高时，在 气穴区的排流特性(图3)相应地从按线形增加的曲线外形转变为 大致呈水平的形状，腔内的压力PI下降至接近大气压力。由于吸 入压力随速度变化而保持为一恒值，于是QL曲线目前就穿过零点 并甚至稍稍变为负值。少量的油流从压力肾孔20经过连接通道53 返流入腔内。当速度非常高(实际上不会达到如此高转速)时，由于 流体的表观流动阻力增加从压力肾孔20处反向流动的流向开口 50，51的漏油流QL，可能再次接近于零。这些关系在图6中描绘出 来。图7表明了在吸入肾孔11内相应的吸入压力PS是泵速的函 数，而图8示出在封闭带内的中间压力PI和压差PI-PH(PH是 压力肾孔20内的压力)是这类泵的转速的函数。

除图4所示泵设有带单向阀21的溢流通道128之外还可设 置由开口50，51和连接通道53形成的旁路。确实这种方案代表了 一种最佳实施例，由于有这种旁路存在，流经溢流通道128的流体 的流动稳定性增加并有助于消解阀21的震动。

图9示出按本发明的一内啮合齿轮泵实施例的横截面图。该 泵的壳体201提供一设置有齿圈202的齿轮腔。一小齿轮203与齿 圈202相啮合，小齿轮的齿数比齿圈202少一个齿。小齿轮203与 齿圈202一起形成一组有序的腔210，211，212，213，214，215和 216，各腔之间通过齿的啮合而相互隔离封闭。一入口通道204汇 入形成的吸入肾孔(入口肾孔)的入口207，吸入肾在图中以虚线表 示。此外，入口通道204在图9中所示的部位通过壳体内具有壳套 孔217a，217b，217c和217d的钻孔通路217与供流通道222a， 222b和222c相连通，这些通道的出口与入口208a，208b和208c相 连。

在出口端壳体有一齿轮腔206内的出口肾孔209(即压力肾 孔)相连通的出口通道205，出口肾孔在图中也用虚线表示。再者， 出口肾孔209背离出口通道205的一端与一过渡通道220连接，过 渡通道220汇入壳体内的钻孔通路217对着入口通道204的另一 端，即壳套孔217a所在的这一端。在壳体201的下部设有一阀。壳 体钻孔通路217内的阀装置有一滑阀221处于这样一个位置：滑阀 221的头部筒柱224以其前端在过渡通道220内抵靠住壳体，并以 其侧表面在壳套孔217a处封住壳体的钻孔通路217使之不与过渡 通道220内的流体沟通。在滑阀221的后端利用其后部筒柱229滑 阀221可在一弹簧腔225内被引导，一弹簧腔内的弹簧223逆着过 渡通道220内的压力把滑阀顶向左方(图9所示的左方)位置，使 得头部筒柱224位于壳体201的壳套孔处。弹簧腔225在右端用 一螺盖紧紧密封住(未示出)。滑阀221内有一钻孔通路226，它使 孔周围的工作流体充满弹簧腔以起到阻尼的效果。

以图9所示所有这些部件为依据，并借助于更多一些图，现将 对按本发明的内啮合齿轮泵的工作运行进行叙述，所有图中同样 的零部件标有相同的位号，然而为观看清晰起见，图10至13中除 那些与解释有关以外不再标出所有位号。

如图9中所示状态，小齿轮转向用箭头12指示。流体经入口 通道204吸入，一方面通过入口肾孔207供入腔210和211，然而另 一方面，经过壳体内的钻孔通路217的工作流体也由滑阀221与所 述钻孔通路之间的中间空隙供入供流通道222a，222b和222c，并经 这些供流通道进入入口208a，208b和208c，从这些入口向腔212和 213提供工作流体。在如图9中所示的状态下，泵按比例排油，即随 速度n的增加排流也按线性增加，由于头部筒柱224在壳套孔 217a处密封住壳体内的钻孔通路217，隔离来自过渡通道220内 的流体，故只有腔214，215和216被加压。弹簧力FO作用在滑阀 221上，该力FO大于或等于作用在头部筒柱224端面(以AK表 示)的压力PO。

在以下功能叙述中，假定一个用户连接在出口通道205上，形 成的液体阻力是：      $R=\frac{\mathrm{\Delta P}}{\mathrm{\Delta Q}}$ 其值大致为一常值。

一旦过渡通道220内工作流体作用于头部筒柱224上的力超 过弹簧力，控制作用就出现了。在图10中，小齿轮203的转速n1 已超过泵比例范围段的限定速度。在此情况下，压力区内工作流体 的压力将按线性增加至压力P1，所以滑阀221就向右移动，于是吸 入角αs从αsmax(见图9)减小至αs1(见图10)。要求按线性变化的压 力P1′就无法保持，它降落至P1，这也使得排流按线性下降。在该 增大的速度n1情况下，形成一新的排流和新的压力P1，P1低于 P1′但高于P0。比压力P0高的压力P1的调节可通过阀装置和泵 的结构设计来实现。若此压力不能比P0高，滑阀221在弹簧223 的作用下被推回到其原始位置，由于速度比滑阀在起始位置时的速 度高，整个过程将重头开始。若压力区域内的压力P1保持在P1′ 值时，通过利用进入注入腔212上供流通道222a的头部筒柱224 向右方移动的滑阀221的节流效果保持为零，这也就是为什么压 力P1需要在P0和P1′之间的缘故。

从图10和图11的所示情况结合考虑，可明显看出速度进一 步增加将会发生什么情况，这种情况下速度达到图11中的速度n2。 如上所述的速度增加过程，当速度持续增加，由于压力增加滑阀 221不断地向右移，直至抵达例如至图11所示位置，在该位置滑阀 221以其头部筒柱224在壳套孔217a处使钻孔通路217封闭，这 样此处以212表示的腔不是经入口通道204吸入工作流体，而是 经过渡通道220和通路222a和208a充入压力工作流体。腔212 内的工作流体与位于其下游的其他腔都承受着增大了的压力P2 的作用，所以腔内不会产生气穴，而且尽管间隙增加，也不会出现负 压。相反，正由于该腔212内承受压力P2，因为该腔的容积是在高 压力下扩展并且它可象一液压马达那样工作故就会产生一作用于 小齿轮203上的正力矩。这种内差式控制具有高的工作效率。压力 为P2下的增压工作流体通过通路会带来一定值的流动损失，但不 会减压至大气压力，它把势能转变为作用于泵驱动轴上的驱动力， 在此位置上的吸入角用αs2表示。

在如图12所示情况下，速度n3已增至这种程度：滑阀221向 右移动相当远，使壳体内的整个钻孔通路217在壳套孔217d处与 入口通道204的工作流体封闭隔离。用位号212标明的腔212以及 所有位于其下游的腔现在通过出口肾孔209或过渡通道220被供 入压力工作流体，供流和入口通道222a，222b，208a和208b与过 渡通道220相贯通，而弹簧223则被充分压缩。一半数量的在起始 阶段用于吸入的腔与入口通道204相隔离，与此同时这些腔与高 压P3相连通，因此它们的作用如同液压马达，这一点前面已作了 叙述。总之，泵在整个受控范围内的工作中实际上不出现气穴，也 就没有噪声发生。在n0至n3的速度范围内，由于上述内控作用入 口通道204内不需设置限流器或任何形式的节流器。

当滑阀221被推向右方直至如图12中所示弹簧充分压缩为 止，此后进一步的内控作用就不会发生了，任何速度的进一步增加 会使排流进一步按速度成比例增加，但上升线的斜率变小，这种情 况一直延续到在很短的吸入肾孔207区域内剩余的吸入齿间腔内 形成气泡为止。

上面所叙述的泵主要适用于向压力可达25巴或更高的自动变 速箱供油，弹簧223的刚度支配了降流控制区内的排流特性并需与 用户的液压阻抗相匹配。

图13示出了按本发明内啮合齿轮泵的又一实施例，它体现出 本发明另外两个明显特征。第一方面的特征是其构造中小齿轮203 的齿数比齿圈202少两个齿。

在小齿轮203与齿圈202的齿未相互啮合的点处设有一固定 于壳体上的新月形的注油器227。齿圈202的齿228的形状应足够 尖从而使各腔相互间密封隔离以便在吸入范围内有适当的配合。

有关图13所示内啮合齿轮泵的工作运动和与其相对应阀装置 的功能的叙述与图9至12的说明相同。

本发明的另一方面的特点在参阅图13时就易于明白，它涉及 一用作旁路阀的阀装置，当头部筒柱224压力区内的高压力已超过 最后一个供流通道222c内压力至这样的程度，即压力区在减压情 况下在入口通道204内形成短路时该阀具有安全阀的效能。在这种 布置中，当在这位置排流截面已达到适于达到为此目的的程度时 弹簧223首先允许被完全压缩。为使滑阀221的功能如同一安全 阀，头部筒柱224的长度需比凹槽230的宽度长些。在图13中头 部筒柱的尺寸形状就是符合这种要求的。若头部筒柱太短，柱塞的 导引性会丧失。

在图13中也可很明显地看出，滑阀221的头部柱筒在本例中 包括有一筒座224a和一与筒柱沿纵向连接的筒箍(或辋圈)，两 者的外径相同。滑阀221在壳体内钻孔通路217的壳套孔内的导引 和密封是通过筒座224a和辋圈224b的外表面保证的。尽管筒座 224a本身形状很窄，更具体而言是比供流通道222的宽度窄，但通 过中空的辋圈224可以确保好的导引和密封性能。