CN101365880A - 产生工作流体无湍流流动的方法及实施该方法的设备 - Google Patents

Abstract

一种产生无湍流流动的方法，包括：使转子滑动叶片机械的转子(2)旋转；通过叶片(4)使传送腔(9)中的流体从入口腔(6)分离；将所述传送腔传送到所述机械的出口腔(7)；将它们与所述出口腔合并，接着是流体移位，其特征在于，在所述传送的过程中所述传送腔的容积及其内的工作流体的压力变化，从而到所述传送腔与所述出口腔合并的时候所述压力基本上等于所述出口压力。一种转子滑动叶片机械，在转子的表面上的环形槽内带有工作室，包括叶片室内的叶片以及容积可变的力室(10)。所述机械包括改变力室的容积及其内流体压力的装置，以及调节所述力室内的流体压力变化程度的装置。

Description

产生工作流体无湍流流动的方法及实施该方法的设备

技术领域

【1】本发明涉及机械工程技术和可以用于大量降低工作流体流动震动级别和由此引起的高压运转的转子滑动叶片泵和液压马达的振动及噪音。

背景技术

【2】本文介绍一种利用转子滑动叶片机械(rotor sliding-vane machine)产生工作流体无湍流流动的方法，转子滑动叶片机械由以下组成：按转轴转动方向沿着壳体内表面滑动的叶片，在入口压力作用下，从装置壳体内入口腔分离出传送腔内工作流体的传送部分，并在与入口压力完全不同的出口压力作用下，传送所述工作流体的传送部分至装置壳体内出口腔，传送腔与出口腔结合后，工作流体的传送部分排入出口腔。

【3】上述产生工作流体无湍流流动(平稳流动)的方法暗含转子滑动叶片机械内能量液压机械转化的两个变量。在第一变量中，机械能供应给转子转轴，使得工作流体从低压的入口腔旋转流至高压的出口腔。因此，转子装置起到泵的作用，并将机械能转化成液压能。

【4】在第二变量中，高压的工作流体传送至转子滑动叶片机械的入口腔和引起转子旋转，从而将液压能转化成机械能。因此，装置起到液压马达作用。

【5】我们以下将阐述产生工作流体平稳流通的方法，该方法以机械能转化成液压能为基本变量，即我们将阐述一种用作泵的转子滑动叶片机械，切记：对液压马达而言，所有阐述的影响还完全不同在于与入口腔和出口腔之间的压力差相反。对用作泵的转子装置而言，入口腔应称作吸入腔和泵出腔—泵压腔。工作流体传送部分从入口腔至出口腔的传送区域应称为前向传送区域。

【6】按工作室的不同结构，实施此种方法的现有转子滑动叶片机械分成两大类。

【7】在第一类转子机械中，工作室由壳体内柱面和转子外柱面确定。这样的机械内滑动叶片通常可能设计成相对转子径向运动(《泵的操作手册》lgor J.Karassik，Joseph P.Messina，Paul Cooper，Charles C.Heald.McGraw-Hill版权2001，1986，1976，章节3.8)。这样的装置内形成工作室的壳体与转子的表面拥有不同的曲率。因此，流体均速，即吸入与泵出的稳定速度仅可在它们彼此相对的某位置达到。通过改变转子与壳体柱面距离进行排量调节，会引起传输的运动不均匀。排量以下指，通过转子装置，转子每转一周，从入口腔传送至出口腔工作流体的体积。

【8】在第二类转子装置中，工作室由转子表面和位于对面的壳体盖板的内表面确定。这类装置介绍了叶片相对转子不同类型的运动：轴向运动(专利US570584)，径向运动(专利US894391)，和叶片转动(专利US1096804和US2341710)。对任何一种叶片运动，叶片所处的腔室以下应称为叶片室。组成工作室的转子与壳体的平面表面，在它们任何距离即任何排量，确保匀速传送。

【9】泵转子表面环形槽上工作室的分布(专利US1096804，US3315164，US657546和RU215731)，规定了工作室内转子径向卸载和叶片刚性固定。泵内相对转动部件之间的底部密封，在转子相对转动部分的表面和壳体盖板对应的表面之间调换，其中，转子相对转动表面刻有环形槽，以下称为转子的工作部分；壳体盖板的相应表面与所述环形槽邻接，以下称为壳体的工作盖板。转子与壳体的所述密封表面可做成平面。因此，平密封表面之间的技术、热量和其它误差容易被占用——通过由转子工作部分和壳体工作盖板之间存在的压力导致的一个密封表面朝着另一密封表面的前向运动。

【10】多数已知转子滑动叶片机械中，在转子腔室和转子与壳体之间腔室内，部分流体从出口腔反向流入入口腔。这些腔室以下将称为后向传送腔，腔内包含的工作流体部分—后向传送部分。后向传送腔内包含的工作流体后向传送部分从出口腔流入入口腔的传送区域，以下称为后向传送区域。

【11】我们认为，RU 2175731所描述的装置是实施上述方法的装置的最接近模型。

【12】所述专利阐述一种带壳体的泵，该壳体包括本专利称为“壳体盖板”的工作与支撑盖板。壳体工作盖板相对的转子表面，具有穿过本专利称为“转子中的孔”的叶片室的圆柱形环形槽，叶片室带有本专利称为“排出器”的叶片。位于环形槽对立侧的转子表面，存在可能性：沿着位于它们对立面和安装于壳体工作盖板狭槽的密封组件表面滑动。泵，包括一个后向传送抑制器，本专利称为“分隔器”，将吸入腔与泵出腔分开。连接入口的吸入腔，本专利称为“入口”；连接出口的泵出腔，本专利称为“出口”。后向传送限制器的表面，本专利称为“圆柱形环形槽的内表面”，其中，后向传送限制器与转子滑动接触并阻止后向传送。后向传送限制器固定至壳体工作盖板上。泵，包括一个叶片驱动装置，本专利称为“使得排出器彼此相对轴向分布的装置”。壳体组件与叶片滑动隔离接触，使得它与转子的距离决定了装置排放量，该壳体组件以下称为前向传送限制器。泵的前向传送限制器，有工作盖板的部分内表面形成。对本装置的可调实施例，本专利称前向传送限制器为“可轴向移动的隔离组件”。转子的第二表面与壳体的支撑盖板连接。

【13】所述方法和其实施的转子装置有很多不利因素即入口和出口之间存在巨大的压差形成的流体震动。流体震动由以下因素引起：入口压力作用下，流体从入口腔进入传送腔。然后，传送部分在封闭的传送腔内传送。在带有刻有环形槽的工作室的装置内，传送腔由2个调整叶片之间的环形槽内侧部分和与工作室相连的装置内腔比如叶片室组成。如果隔离装置通过前向传送限制器消除出口腔与吸入腔内工作流体渗漏，那么传送过程中，工作流体传送部分压力将达不到出口压力。

【14】因此，当传送腔与出口腔结合时，工作流体传送部分与出口腔流体之间存在巨大的压差。由于工作流体可压缩，将周期性出现从出口腔至传送腔的流体减压的反向流动，以便平衡泵出区域和压力管之间的压力和产生流体速度与压力的周期振动。由减压流体带入传送腔的减压传送流体的总量，与流体的可压缩性和待平衡的压差相关。

【15】不同的工作流体具有不同的压缩变量，因此，开始出现所述减压现象的压差值不同。对压缩因数约0.001MPa^-1的常见工业用油，当压差为几MPa^-1时，所述减压现象开始出现。

【16】当出口压力达到几十MPa^-1时，减压传送总量可达到工作流体传送部分重量的百分之几。应注意到，当大量的工作流体后向传送部分从出口腔后向传送至入口腔，还可能产生泵入口管内相应的压力振动，压力振动由从后向传送腔至入口腔的流体减压扩张引起。振动频率由减压流体源的频率决定。减压振动等级与诸多因素相关，比如压差，隔离装置质量，转子转速，出口压力下的腔体体积与传送体积比例和它们液压机械性能。

【17】具备良好的隔离装置的有源排放泵，在高泵压作用下，这些振动可达到相当高的值，成为液压系统产生噪声与振动的主要起因并经常导致液压马达不如电动马达受欢迎。

【18】我们还应提到所述现象的后果例如高泵压下，液压机械整体效率降低。实际上，将所有由反向减压流从出口腔带至传送腔的减压传送流体回移至出口腔，排放器需进行额外运转—消耗额外部分能量用于驱动泵。由于额外能量被反向减压流体转化成工作流体的热量，液压系统的振动，泵出和吸入管的声波和噪声，这些能量不传送至压力管。

【19】由于密封组件质量提高，泵容积效率增加，工作流体泄漏引起的能量损耗降低，减压流体能量增加，当泵达到最大排放量和泵压达到几十MPa^-1时，效率可达到总传送能量的百分之几。排放量可调的多数泵中，压力管传送量降低，同时传送部分体积减少和后向传送部分体积增加。显然，这样的泵，高泵压下和传送至载体的少量传送中，减压过程能量损耗甚至超出传送至载体的有效能量。

【20】消除减压压力振动的无源装置的申请，比如前向传送限制器表面设置节流槽(专利EB00374731)，可减少压力振动的幅值，增加它们的持续时间，因而降低了用于液压系统的噪声与振动的能量损耗比例但增加了流体热量损耗。但，采用这样的无源装置，减压过程能量损耗总比例不能降低。

【21】在转子高速转动中，传送流体并入出口区域，会引起压力减压的振动急剧升降。因此，压力管内将产生高频噪音振动。此时，压力管能力应当作分布式性能，仅仅改善该性能，不能一直相应降低减压振动的高频成分和相关的噪声与振动。

发明内容

【22】本发明目的在于，降低转子滑动叶片机械减压引起的工作流体流动的振动等级，和从而降低用于液压系统内噪声与振动和用于加热工作流体的能量损耗。

【23】本发明通过以下方法达到本目的：工作流体无湍流流动的产生通过：转动装置滑片机械的转子，在入口压力下将流体填充所述机械的入口腔，将所述入口腔连接至转子中和叶片之间的传送腔，通过所述叶片，使所述工作流体以基本上不同于所述入口压力的出口压力从所述机械的出口腔离开；将所述传送腔中的所述工作流体传送到所述出口腔；通过所述叶片将工作流体的被传送部分从所述传送腔中的入口腔分离，将传送腔连接至所述出口腔；将工作流体移动至所述机械的所述出口腔。各传送腔对应于所述传送腔从所述入口和出口腔分离的转子旋转角度范围。在所述传送腔的所述传送期间，传送腔内的工作流体的被传送部分的压力通过所述传送腔的容积的变化而变化，从而到将所述传送腔与所述出口腔合并的时候所述压力变得基本上等于所述出口压力。

【24】在作为泵工作的转子滑动叶片机械中，也称为泵送腔的出口腔中的压力超过也称为抽吸腔的入口腔内的压力。因此，本发明在从所述泵的抽吸腔至泵送腔的传送期间提供所述泵的传送腔容积的减小，以及被传送部分中的压力的相应增加。在作为液压马达工作的机械中，出口腔中的压力低于入口腔中的压力。因此，本发明在从所述液压马达的入口腔至出口腔的传送期间提供所述液压马达的传送腔容积的增加，以及被传送部分中的压力的相应减小。因此，我们将描述在作为泵工作的的转子滑动叶片急袭中的工作流体的无湍流流动的产生方法。所描述的方法还能够应用根据入口和出口腔之间的压降的相反符号而修改的液压马达。

【25】被传送部分中的工作流体压力的变化通过传送腔容积的变化，从而到所述传送腔和出口腔合并时所述压力显著地等于出口压力去除在所述合并时传送腔和出口腔之间的减压流动的根源。由此由这些减压流动导致的波动被消除并且改善工作流体流动的均匀性。

【26】为了实施上述产生无湍流流动的方法，提供了一种设备，所述设备包括带有入口和出口端口的壳体，包括其上带有前向传送限制器和后向传送限制器的工作盖板。所述设备包括转子，所述转子在其工作部分内带有叶片室；在所述转子的工作部分的工作面上加工有环形槽，所述环形槽连接至叶片室，所述叶片室带有在运动学上连接至安装在所述壳体上的叶片驱动机械的叶片。所述壳体的工作盖板与所述转子的工作部分的所述工作表面滑动绝缘接触并在所述环形槽内形成工作室。后向传送绝缘的转子装置与后向传送限制器滑动绝缘接触以及前向传送绝缘的转子装置与前向传送限制器滑动绝缘接触，包括彼此分离的叶片，液压地连接至入口端口的入口腔、液压地连接至出口端口的出口腔以及至少一个传送腔包括由环形槽的所述表面限定的内—叶片腔(inter-vanecavuity)，前向传送限制器和两个邻近叶片。各传送腔对应于在所述传送腔从入口和出口腔分离的转子旋转角的各自范围。

【27】为了减小工作流体的波动，各传送腔包括至少一个力室连接至所述传送腔内的内-叶片腔，以及每个力室在运动学上连接至一容积改变装置，使得能够改变力室在其处在连接至入口腔的转子旋转角时的容积与所述相同力室在其处在连接至出口腔的另一转子旋转角时的容积之间的比例

附图说明

【28】所述发明的实质，通过实现上述方法的装置的图表得以阐述。附图包括：

【29】图1—图解了当工作流体传送部分重量稳定时，传送腔体积与其内工作流体压力的变化与入口腔分离(detachment)的角

至其与出口腔合并(merging)的角

范围之间传送腔角程相关；

【30】图2—图解了若无泄漏和补偿流，传送腔与出口腔合并时，减压流动引起的出口压力脉冲；

【31】图3—图示了实现转子滑动叶片机械内传送腔体积变化的方法，其中，转子滑动叶片机械的力室长度可变：前向传送区域的环向剖视图一部分；

【32】图4—图示了实现转子滑动叶片机械内传送腔体积变化的方法，其中，转子滑动叶片机械有一个支撑部分和力室长度可变：前向传送区域的环向局剖；

【33】图5—图解了若无泄漏和补偿流，改变由出口压力决定的传送腔体积变化总幅值时，传送腔体积及其内工作流体压力的变化，其中，变化与至

范围之间传送腔角程相关；

【34】图6—图示了通过一个差动双向液压缸和一个控制阀改变传送腔体积变化总幅值，其中，总幅值与基准压力和位于基准角的传送腔内压力之间差值相关；

【35】图7—图解了改变由基准压力和位于基准角的传送腔内压力之间差值决定的传送腔体积变化总幅值时，补偿—比较流的速率，传送腔体积的变化及其内工作流体的重量与压力的变化与

至

范围之间传送腔角程相关；

【36】图8—图解了传送腔泄漏率变化时，传送腔体积变化及其内工作流体的重量与压力变化与

至

范围之间的传送腔角程相关，附图阐述了基准角与位差角的变化情况；

【37】图9—图解了通过改变合并角

而改变由出口压力决定的工作流体压力变化的总角度时，传送腔体积的变化，传送腔内工作流体的重量与压力的变化和传送腔与出口腔之间的流体速率与

至

范围之间传送腔角程相关；

【38】图10—图解了通过改变分离角

而改变由出口压力决定的工作流体压力变化的总角度时，传送腔体积的变化，传送腔内工作流体的重量与压力的变化和传送腔与入口腔之间的流体速率与

至

范围之间传送腔角程相关；

【39】图11—图解了由传送腔体积的近似正弦变化引起(第一类和第二类的传送增加不在同一时间间隔下降)传送的二次运动不均匀性；

【40】图12—图解了由传送腔体积的近似正弦变化引起(第一类和第二类的传送增加在同一时间间隔下降)传送的二次运动不均匀性；

【41】图13—图解了减压引起的出口压力脉冲，以及出口管体积0时传送的运动非均匀性引起的二次出口压力脉冲；

【42】图14—图解了出口管体积小时传送运动非均匀性引起的二次出口压力脉冲；

【43】图15—图示了传送的二次运动不均匀性的补救方法，该方法在出口腔及与其最近的传送腔之间采用一个补偿液压管；

【44】图16—图解了当出口腔及与其最近的传送腔之间生成补偿流时，传送腔体积的变化，传送腔内工作流体的重量与压力的变化和补偿流的速率与

至

范围之间传送腔角程

相关；

【45】图17—图解了当出口腔和通过一个叶片与出口腔分开的传送腔之间存在补偿流时，出口压力的二次脉冲；

【46】图18—图解了当出口腔和通过用于出口管零体积的一个叶片与出口腔分开的传送腔之间存在补偿流时，出口压力的二次剩余脉冲；

【47】图19—图示了传送的二次运动不均匀性的补救方法，该方法在出口腔和通过2个叶片与出口腔分开的传送腔之间采用一个补偿液压管，其中所述管子包含一个补偿腔；

【48】图20—图解了当出口腔和通过最少2个叶片与出口腔分开的传送腔之间生成补偿流时，传送腔体积的变化，传送腔内工作流体的重量与压力的变化和补偿流的速率与

至

范围之间传送腔角程

相关；

【49】图21—转子滑动叶片机械在转子工作部分和由形式为滚轴的旋转式推力块支撑的转子支撑部分之间设有体积可变的力室：横切穿过前后向传送限制器的平面的横截面(a)和沿通过入口端与出口端的平面剖开的剖视图(6)；

【50】图22—转子滑动叶片机械在转子工作部分和沿壳体支撑盖板滑动的转子支撑部分之间具有体积可变的力室：沿通过入口端与出口端的平面剖开的剖视图；

【51】图23a—转子滑动叶片机械，具有与一个壳体工作组件连接的壳体工作和支持盖板，壳体工作组件安装在转子的工作和支撑部分之间，以及在转子支撑部分和转子连接组件之间具有回转叶片和体积可变的力室：沿通过入口端与出口端的平面剖开的剖视图；

【52】图23b—转子滑动叶片机械，具有与一个壳体工作组件连接的壳体工作和支持盖板，壳体工作组件安装在转子的工作和支撑部分之间，以及在转子支撑部分和转子连接组件之间具有回转叶片和体积可变的力室：沿与转子工作面的表面平行且穿过环形槽的平面剖开的剖视图；

【53】图23c—转子滑动叶片机械，具有与一个壳体工作组件连接的壳体工作和支持盖板，壳体工作组件安装在转子的工作和支撑部分之间，以及在转子支撑部分和转子连接组件之间具有回转叶片和体积可变的力室：沿环形槽的环向局剖；

【54】图24—图示了壳体支撑盖板的倾斜度变换器；

【55】图25—形式为控制滑动阀选择器的控制阀的实施例，所述控制阀具有壳体支撑盖板上的滑动阀导向窗和一个滑动阀导向窗的选择开关；

【56】图26—图示了通过改变

进行总角度调整的装置，所述装置包含了出口腔和传送腔之间常见的密封迂回管道，以及包括了形式为后向压力阀的总角度调整阀；

【57】图27—图示了通过改变进行总角度调整的装置，所述装置包含了出口腔和传送腔之间可锁迂回管道，以及包括了总角度调整阀；

【58】图28—总角度调整阀的实施例，所述阀形式为迂回管道的近似活塞的滑动阀选择器；

【59】图29—转子滑动叶片机械，在转子工作部分和沿壳体支撑盖板滑动的转子支撑部分之间设有体积可变的力室——切掉1/4转子和壳体：视图是从转子工作部分侧查看；

【60】图30—转子滑动叶片机械，在转子工作部分和沿壳体支撑盖板滑动的转子支撑部分之间设有体积可变的力室：沿环形槽，吸入区域，前向传送区域，泵出区域和后向传送区域的装置环向展开已标注出；

【61】图31—转子滑动叶片机械，在转子工作部分和沿壳体支撑盖板滑动的转子支撑部分之间设有体积可变的力室——切掉转子和壳体一部分：视图是从转子支撑部分侧查看；

【62】图32—转子滑动叶片机械，在转子工作部分和沿壳体支撑盖板滑动的转子支撑部分之间设有体积可变的力室——切掉壳体一半：视图是从转子工作部分侧查看并且转子的工作与支撑部分未图示；

【63】图33—转子滑动叶片机械，在转子工作部分和沿壳体支撑盖板滑动的转子支撑部分之间设有体积可变的力室——切掉壳体一半：视图是从转子工作部分侧查看并且壳体的部分支撑盖板未图示；

【64】图34—转子滑动叶片机械，在转子工作部分和沿壳体支撑盖板滑动的转子支撑部分之间设有体积可变的力室：沿环形槽环向剖开的装置剖视图和用于调整传送腔体积变化总幅值的装置，补偿液压管和用于调整后向传送腔总角度的装置的示意图，其中调整角度的装置形状类似带有后向压力阀的后向抑制迂回管道；

【65】图1介绍了2组相关图：(a)—传送腔体积与传送腔的角程相关，以及(b)—传送腔内工作流体传送部分压力，与转子转角

范围内传送腔的角程相关，角

范围从传送腔从入口腔分开的角

到传送腔从出口腔合并的角

角和相应的角程，以下理解为转子绕其转轴旋转的角度。图表示出传送腔体积与其角程的不同关联性，即：传送腔固定恒定(参见曲线1a，1b)；传送腔体积减少，以便使其内压力与出口压力相等(参见曲线2a，2b)；以及传送腔体积轻微减少(3a，3b)和体积大量减少(4a，4b)。图表都假定装置像理想泵运转，也就是，假定泄漏不会引起传送部分的重量改变。

【66】图2中曲线图组描述了传送腔体积减少的不同程度上，减压脉冲出口压力的时间变化情况。曲线图都假定与图1装置相同和条件相同。曲线图上曲线指：曲线5—传送腔体积恒定；曲线6—假定压力均衡，传送腔体积变化情况；曲线7—传送腔体积轻微较少；图8—传送腔体积大量减少。

【67】图3示意性介绍了转子滑动叶片机械内传送腔的体积变化，转子滑动叶片机械包括壳体1，带有叶片室3的转子，叶片室组成了转子工作部分2和包括了叶片4，设在壳体上的前向传送限制器5避免叶片滑动，并且叶片将内-叶片腔8从入口腔6和出口腔7分开。每个传送腔9包括内-叶片腔8和力室10，力室与传送腔相连和组成等同液压缸的转子，其中，传送腔体积9变化可通过转子转动时力室10体积的循环变化测出。所述力室10体积循环变化可测出，比如通过力室10的移动壁11与安装在壳体1上的凸轮机构之间动连接。优选实施例(参见图4)包括转子的支撑部分13，支撑部分安装成可与转子工作部分2同步转动，并相对工作部分倾斜，从而转子的支撑部分13和工作部分2的的旋转轴的相对倾斜导致所述力室的体积在转子转动时周期性变化。

【68】通过改变转子转动时力室体积实现的传送腔体积变化，还可通过内-叶片腔体积变化附加实现，其中，内-叶片腔体积变化，通过改变沿前向传送限制器滑动的叶片的伸出程度和将传送腔从转子的入口腔和出口腔分开得以实现。

【69】泵内密封传送腔的体积减少使得腔内压力与泵压力相等，这需做一定功以压缩工作流体从而需消耗一定能量。消耗在流体压缩上的能量，传送至压力管在更大或更小程度上与传送腔体积和后向传送腔体积的比例相关，并且可用于压缩流体扩张。所述比例与泵的结构相关，对一个排量可变的泵而言，还与泵的现有排量相关。消耗在压缩上的另一部分能量，与后向传送腔内通过后向传送区域从出口腔返至入口腔的工作流体的比重成比例。本发明的优选实施例，阐述了这样的后向传送腔体积变化—所述后向传送腔于入口腔合并时，其内压力实际上与入口压力相等。对出口压力超过入口压力的泵模式而言，假定工作流体压力减少至入口压力大小，后向传送区域内的密封后向传送腔变大。此时，密封后向传送腔内的工作流体消耗量增加。因此，消耗在工作流体压缩上的另一部分能量反应在泵驱动上。

【70】对液压马达模式而言，从入口腔至出口腔的传送腔移动过程中，传送腔体积增加可重新利用压缩工作流体扩张所节省的电量。

【71】工作流体传送部分压力变化的范围调整

【72】当工作流体成分已知和恒温时，工作流体传送部分的压力由其浓度

决定。浓度由传送腔体积

和其内工作流体传送部分重量

决定。传送腔从入口腔分离时，其体积

和其内工作流体重量

由装置排放量决定。在所述转子转角范围内的传送腔角程

内，其中角

范围从传送腔从入口腔分开的角

到传送腔从出口腔合并的角

由于传送腔内泄漏和流入，传送腔内工作流体的重量改变

使得腔内工作流体，在更高压力作用下，以流速

转移至i传送腔。当转子滑动装置的隔离装置特征已知时，工作流体传送部分的重量改变

与出口压力和入口压力差值dP和转子转速ω相关。传送腔从入口腔移至出口腔的过程中，其体积

随传送腔体积的可变部分与其角程的特定关系

而变：

从现有发明来看，关系

的显著特征在于，当角程

已知一以下称为传送腔体积变化的总幅值，传送腔体积的变化范围：

【73】

【74】为了传送腔与出口腔合并时，传送腔内压力

与出口压力P_out相等，需调整工作流体传送部分的压力变化范围，其中，工作流体传送部分压力变化由传送腔体积变化引起，其范围调整与出口压力和入口压力的压差dP，装置排量，转子转速ω以及传送腔内工作流体重量变化dMi相关。本发明介绍了2种调整方法。

【75】第一种方法，根据入口压力和出口压力差值改变很大时所产生的流体的均匀性等级，优选介绍了当角度

范围已知时，调整通过改变相关性从而改变传送腔体积变化总幅值A_total进行。这种方法以下称为总幅值调整方法。

【76】第二种方法，更加合理，优选介绍了当相关性已知时，通过转子转角范围

从

变至

进行调整，其中，通过改变

或

使传送腔与入口腔和出口腔分开。这种方法以下称为总角度调整方法。

【77】2种调整方法以下都详细阐述。

总幅值调整方法

【78】本发明介绍传送腔体积变化总幅值变化与转子装置排量，入口压力和出口压力差值dP，传送腔工作流体重量变化dM相关性。

【79】假如装置排量增加，总幅值A_total也增加，假如装置排量减少，总幅值减小，比如，通过前向传送限制器与装置支撑部分或力室移动壁的其它驱动装置动连接，其中，前向传送限制器与装置支撑部分的动连接可能改变转轴相对于转子工作部分的转轴的倾斜角度。

【80】出口压力和入口压力压差增大，总幅值A_total也增加，压差减小，幅值也减少。图5曲线9a描述了传送腔体积变化Vi和9b描述了其内压力变化Pi—压差dP相应较大，而曲线10a和10b—dP较小。可以调整与dP关联的A_total，比如，采用压力传感器和电子传动装置。

【81】为了传送腔内压力Pi更精确地等于出口压力P_out，尤其是转速可变或工作流体温度与粘度可变时，本发明提供总幅值A_total的调整——所述调整的进行根据入口压力P_in与出口压力P_out之间选定择值的基准压力P_ref(P_in、P_out)和转角等于基准角

时传送腔内压力

的差值。所述基准角

在从分离角

至合并角

的角度范围内变选择，即：

选择为等于位移角

相对传送腔i与出口腔合并角

的差值，也就是

【82】本领域普通技术人员可发现，当传送腔体积与转子转角

关系已知，通过隔开特定传送腔使得转子转速已知和泄漏率已知时，当转角等于腔的基准角

时，所述传送腔压力与转角等于传送腔与出口腔合并角时传送腔压力完全相等。

【83】因此，在泵模式中，假如出口压力P_out已知，传送腔与出口腔合并时，传送部分压力Pi与出口压力P_out相等，基准压力P_ref(P_out)取值可确定。在特定基准角下，假如泵内传送腔压力

低于基准压力P_ref(P_out)，泵内传送腔体积变化的总幅值A_total增加，但若高于基准压力，总幅值减小。在液压马达模式中，相当于出口压力P_out的入口压力P_in，其整体幅A_total与P_ref(P_out)和

之间的关系正好相反，也就是，在特定基准角下，假如液压马达内传送腔压力低于基准压力P_ref(P_out)，传送腔体积变化的总幅值A_total减小，假如高于基准压力，总幅值增加。

【84】与基准压力P_ref(P_out)和转角等于基准角时传送腔压力

的差值相关的总幅值A_total调整可以实现，比如，采用压力传感器和电子传动装置。在本发明的优选实施例中，采用了液压马达，比如差动双向液压电机。本文中(参见图6)，总幅值A_total调整通过移动差动双向液压缸15的活塞14实现，从第一侧即往液压缸15的第一腔方向看，活塞在基准压力作用下，从第二侧即往液压缸15的第二腔方向看，活塞在出口压力(对马达—入口压力)作用下。当转子转角等于解锁角

时，解锁控制阀18，和当转子转角等于基准角

时，锁定控制阀18，从而实现液压缸15的第一腔16与传送腔9的液压连接。当液压缸15的第一腔16通过阀18连接传送腔9时，假如基准压力和传送腔内压力存在压差，腔16和传送腔9之间的工作流体和活塞14移动。活塞14行程转换成总幅值A_total改变，可通过活塞14与所述装置支撑部分或力室移动壁的其它驱动装置的动连接体现，其中，活塞与装置支撑部分的动连接可能改变转轴的倾斜角度。

【85】出口压力(对马达—入口压力)与基准压力取值的比例，由活塞14的第一与第二部分比例和作用在活塞14上比如倾斜转子支撑部分的装置方向上外界压力确定，其中，基准压力规定了，传送腔和出口腔接口时传送腔压力等于出口压力。

【86】假如转角等于基准角时，泵内传送腔压力小于基准压力P_ref(P_out)，工作流体从液压缸15的第一腔16流至传送腔9，活塞14从第二部分向第一部分移动，引起传送腔体积变化总幅值A_tota，增加。假如转角等于基准角

时，泵内传送腔压力大于基准压力P_ref(P_out)，工作流体从传送腔9流至液压缸15的第一腔16，活塞14从第一部分向第二部分移动，引起传送腔体积变化总幅值A_total减小。所述压力

和P_ref(P_out)相等，则对应活塞均衡点。

【87】液压缸15的第一腔和传送腔9之间的所述流体，以下称为补偿—比较流，引起传送腔内总幅值A_total和工作流体重量改变，这些改变引起其内压力改变。当传送腔内压力不足

时，补偿—比较流从液压缸的第一腔流至传送腔(参见图7，曲线11a)，使得传送腔内工作流体重量和压力增加(参见曲线11b，11d)。当传送腔内压力超出

>P_ref(P_out)时，补偿—比较流从传送腔流至所述液压缸的第一腔(参见曲线12a)，使得传送腔内工作流体重量和压力减少(参见曲线12b，12d)。曲线13a—13d的关系阐述了出口压力为P_out0时即稳定工作模式下的传送腔内变化。

【88】出口压力从P_out0至P_out1或从P_out1至P_out2的快速改变时，补偿—比较流引起的传送腔工作流体重量变化可补偿总幅值调整变化，这可认为是这种调整方法的另一优点。图7曲线13c至曲线11c或曲线12c的变化，相应揭示了由将工作流体部分的补偿—比较流(参见曲线11a或12a)从液压缸15的第一腔16传送至传送腔9引起的A_total变化。可看出，来自液压缸的第一腔的重量一次传送后，曲线11c位于曲线14c上方，也就是，总幅值A′_total1未达到压力P_out1时活塞14均衡点所对应的总幅值A_total1。曲线11b示出了

时传送腔内重量变化dMi。由于重量增加，传送腔内压力变化

不沿着曲线11-1d变化，而是沿着更接近曲线14d的曲线11d变化，从而合并时更好地平衡传送腔内压力

和出口压力P_out1，其中，曲线11-1d对应传送部分重量恒定时总幅值偏低，曲线14d对应均衡总幅值A_total1。同理，曲线12c位于曲线15c上方，也就是，来自传送腔的重量一次传送后，总幅值A′_total2未达到压力P_out2时活塞14均衡点所对应的总幅值A_total2。但由于重量减少(参见曲线12b)，传送腔内压力变化

沿着更接近曲线15d的曲线12d变化，从而合并时更好地平衡传送腔内压力

和出口压力P_out2。

【89】为了更精确地平衡传送腔内压力P_i和出口压力P_out，本发明介绍了传送腔体积变化的总幅值调整与出口压力脉冲的幅值和相位相关性。对出口压力大于入口压力的泵模式而言，规定如下：如果传送腔与出口腔合并时间与压力波动的正向曲线一致(参见图2曲线8)，那么A_total减少。对出口压力小于入口压力的液压马达模式而言，正相反，若所述合并时间与正向曲线一致时A_total增加，与负向曲线一致时A_total减少。如果出口压力脉冲幅值增加，所述总幅值变化率增加。

【90】与出口压力幅值和相位相关的总幅值调整A_total可实现，比如采用压力脉冲传感器，相位监测器和电子传动装置。

【91】本发明的优选实施例规定了，所述总幅值调整方法的使用与转角等于基准角时，基准压力与传送腔压力之间差值相关，而基准角根据出口压力脉冲的振幅和相位而变化。

【92】泵模式中，出口压力大于入口压力，假如传送腔与出口腔合并时间与压力脉冲正向曲线一致，意味着总幅值偏大，那么位移角减小，因而基准角的值接近传送腔与出口腔合并角。因此，转角等于基准角时，传送腔压力比基准压力大，总幅值减小。假如所述合并时间与压力脉冲负向曲线一致，那么位移角增加，基准角的值接近传送腔从入口腔分开时的分离角，因此，转角等于基准角时，传送腔内压力小于基准压力，总幅值增加。液压模式中，正相反，入口压力大于出口压力，假如传送腔与出口腔合并时间与压力脉冲正向曲线一致，那么位移角增加，因而基准角的值接近传送腔从出口腔分开的分离角。但假如所述合并时间与压力脉冲负向曲线一致，那么位移角减小，因而基准角的值接近传送腔与出口腔合并时的合并角。位移角可调整，比如，通过改变控制阀18的锁定和解锁的时机。当出口压力波动幅值增加时，位移角的变化范围也加大。

【93】假如所有传送腔内泄漏率相同，那么所有传送腔其位移角取值相同。但如果不同的传送腔其泄漏率不同，那么对不同的传送腔，不同的位移角的选取，需考虑补偿泄漏偏差。传送腔体积变化总幅值(参见图8，曲线16a)，根据泄漏平均比率选取(参见曲线16c)。位移角相等时，校正—比较流体按

使传送腔内压力达到均衡，但当传送腔与出口腔合并时，泄漏差值仍将引起传送腔内压力变化(参见曲线17b，18b)和不同信号的残余波动。为补偿不同泄漏率，不同传送腔的位移角选取不同。泵模式中，对泄漏率超过所有传送腔的平均比率(参见曲线16c)的传送腔(参见曲线18c，18d)而言，考虑到补偿泄漏率，(被选中的)位移角

应大于平均位移角

对泄漏率小于所有传送腔的平均比率的传送腔(参见曲线17c，17d)而言，考虑到补偿泄漏率，位移角

应小于平均位移角由于泄漏率超过平均值(参见曲线18c)的传送腔其移位角

大，转角等于基准角

时，传送腔内压力低于基准压力P_ref(P_out0)。因此，补偿—比较流将从液压缸15的第一腔16流至传送腔，腔16内的工作流体重量减少，所述传送腔内工作流体的重量和压力增加(参见曲线18c)因而补偿了从传送腔大量泄出的工作流体损耗。对泄漏率低于平均率的传送腔(参见曲线17c)而言，选取小位移角

从而转角等于基准角时，传送腔内压力

高于基准压力P_ref(P_out0)。因此，补偿—比较流将从传送腔流至腔16，所述泄漏率低的传送腔内工作流体重量和压力减少(参见曲线17c)，液压缸15的第一腔16内工作流体的重量增加(参见曲线18c)因而补偿了从腔16大量泄漏至传送腔的工作流体损耗。液压模式采用了相反的位移角与泄漏率相关性。泄漏率可检测出，比如，通过测量传送腔内压力。优选实施例介绍了，每个传送腔与出口腔合并时出口压力波动监测，传送腔的基准角根据上述波动幅值和相位选取。

总角度调整方法

【94】本发明还介绍了一种通过调节总角度进行传送腔内压力变化程度调整的方法，也就是，通过调整角度范围

在这些范围内，传送腔与入口腔和出口腔分开，传送腔体积变化引起其内压力变化。在这种调整方法中，传送腔体积变化的总幅值A_total根据入口和出口压力的最大压差和最大排量选取。传送腔体积和其内工作流体压力的相应变化，如图9(参见曲线19a，19b)所示。当压差dP和排量达到最大时，总角度

也最大。当dP或排量变小，总角度也减小，即：当dP或排量减少，总角度

减小，当这些变量增加，总角度增加。

【95】本文介绍了总角度

调整的2个变量。

【96】在第一变量中，当传送腔内压力与出口压力相等时，

因提前连接传送腔和出口腔而改变。由于提前连接，传送腔内工作流体压力更多的变化停止(参见图9，曲线20b，21b)。传送腔和出口腔的所述连接，可以通过移动滑动叶片将所述传送腔与出口腔分开或着通过一根普通密封管将传送腔与出口腔连接得以实现。后一种方法中，从旁通管解锁开始，一部分流体通过旁通管从传送腔排至出口腔(参见图9曲线20c，d，21c，d)(对液压马达而言—从出口腔排至传送腔)。比如，利用一个压力传感器和电子控制阀，可解锁旁通管。本发明的优选实施例介绍了，当旁通管两端的压差信号改变时，在连通的旁通管内采用一个后向压力阀。

【97】在第二实施例中，总幅值A_total也取最大值(参见图10曲线22a，22b)，也就是与dP和装置排量取最大值一致，当dP和装置排量改变时，通过传送腔从入口腔延时分开可改变

变化可通过以下方式实现：当传送腔从入口腔传送至出口腔时，传送腔在一定角程内仍与入口腔连接(参见曲线23b-d，24b-d)。所述延时分开，可通过改变叶片运动特征即通过叶片使得传送腔从入口腔延时分开，或者通过可锁旁通管将传送腔与入口腔相连实现。在后一种方法中，一直到旁通管锁定，工作流体通过旁通管从传送腔(参见图10，曲线22c，d和24c，d)排至入口腔(对液压马达而言—从入口腔排至传送腔)，而非出口腔。因此，总角度调整第二种方法优选适用于排量必须调成0的装置。比如，采用一个压力传感器和电子控制阀，可锁定旁通管。本发明的优选实施例介绍了

调整与出口腔内压力波动的幅值和相位相关。对泵模式而言，当出口压力大于入口压力时，规定如下：若传送腔与出口腔合并时间与压力波动的正向曲线一致(参见图2，曲线8)，

增加，也就是，所述延时增加，但若所述合并时间与压力波动的负向曲线一致(参见图2，曲线5，7)，

减小。对液压马达而言，当出口压力低于入口压力，正相反，在合并时间与负向曲线一致时增加，与正向曲线一致时减小。

【98】两个实施例中旁通管都需选取一定阻力，因此流体沿上述旁通管流动时不会在旁通管两端产生压差，这在本发明看来非常重要。

【99】为了使后向传送腔与入口腔合并时后向传送腔内工作流体压力达到均衡，本文介绍了用于调整转子转角范围的类似方法，其中，在所述转角范围内，后向传送腔与出口腔和入口腔分开。假如总幅值A_total恒定，对每个后向传送腔而言，出口压力和入口压力之间差值增加时，所述转角范围增加，所述差值减少时，转角范围减小。假如排量增加则总幅值A_total增加，那么所述转子转角范围的最大值与最小排量对应，排量增加则所述转子转角范围减小。

传送腔体积变化正弦规律

【100】本发明的合适优选实施例介绍了，传送腔体积根据传送腔角程，按正弦规律变化。每个传送腔i的角程指角

角

是按转子转动方向，从传送腔与入口腔和出口腔距离相等的转子位置测量。正弦规律或正弦函数，本文理解成传送腔体积的变动部分

与其角程具有这样的相关性，该相关性规定了超过所有其它展开系数a_k和b_k的绝对值a_I，按傅立叶级数展开：

【101】本发明的一个实施例介绍了经过圆心的直线线段长度的正弦关系应用，其中，线段由圆心偏移一个远远小于第一个圆直径的值且直径更大的同平面内的圆确定，从而改变传送腔体积。

【102】为了传送腔体积正弦变化，使用一根轴与转子转轴平行且偏移的壳体圆周表面，容许通过改变轴的所述位移来改变传送腔体积变化范围，类似调整径向活塞或径向滑动叶片泵的排量。本发明介绍了，壳体的所述偏移圆周表面用作力室上移动壁的驱动装置的导向凸轮表面。

【103】其它实施例介绍了线段长度的正弦关系应用，其中，通过一个垂直液压缸轴的平面和一个与所述表面倾斜一小角度的平面，线段规定在圆周表面。

【104】为了传送腔体积正弦变化，使用相对垂直转子转轴的平面倾斜非0的小角度的壳体表面，容许通过改变所述倾斜角来改变传送腔体积变化范围，类似调整轴向活塞泵的排量。本发明介绍了，壳体的所述倾斜表用作力室上移动壁的驱动装置的导向凸轮表面。

【105】本发明的优选实施例(参见图4)介绍了转子的支撑部分13的使用，支撑部分安装成可与转子的工作部分2同步转动且相对工作部分2倾斜，支撑部分13和工作部分2的转轴在一个经过入口腔6和出口腔7的平面内相对倾斜，该倾斜规定了力室10体积按正弦规律进行圆周变化。

【106】体积变化的传送腔体积变化的正弦规律，由于连接出口腔和入口腔总体积周期性改变，产生了转子滑动叶片机械传送过程的二次(secondary)运动不均匀性(参见图4)。所述传送过程的不均匀性在2类出口腔内传送过程中发生突变(参见图11，曲线25)。第一类突变《a》发生在出口腔内当传送腔与出口腔合并时。第二类突变《b》发生在出口腔内当后向传送腔与出口腔分开时。假如传送腔从出口腔的所述分开与传送腔与出口腔合并同时发生，那么第二类传送突变与第一类突变重合，引起传送突变的总幅值增加(参见图12，曲线26)。对泵而言，所述突变引起传送量增加。引起传送量增加的突变的间隔《c》中，传送效率逐渐降低。

【107】图12例示了转子滑动叶片机械的传送过程的二次运动不均匀性，其中，该转子滑动叶片泵，有13个叶片，传送腔体积7cm³，出口腔，转子内与泵连接的腔，壳体通道三者体积累计32cm³，当转子支撑部分倾斜时，对应泵压力40MPa和用于液压油的工作流体压缩性能0.001MPa^-1。在传送腔内工作流体重量变化率为0的条件下，第一类和第二类突变重合时，所述二次运动不均匀性的泵传送率约2％。假如第一类和第二类突变不重合，二次运动不均匀性幅值减少(参见图11，曲线25)。假如第二类突变在第一类突变的中间发生，所述泵的二次运动不均匀性幅值约1％。

【108】假如泵出管的能力接近0，也就是，假如流体吸入能力为0，例如，一个节流阀，直接安装在泵的出口端下方，那么若所述出口容积32cm³，两类突变引起的所述二次运动不均匀性转化成压力脉冲(参见图13)，相应1％(参见曲线27)或0.2％(参见曲线28)泵出压力。在相同条件下，减压引起的内部脉冲压力超过了11％(参见曲线29)。因此，假如传送腔于出口腔合并时，传送部分压力和出口腔压力相等，完全消除了减压引起的能量损耗，那么传送腔体积正弦变化引起压力脉冲减少10到50倍，大大地改善工作流体引起的流动的均匀性。

【109】泵出管能力增加时，传送的运动不均匀性引起的压力脉冲减少(参见图14)。可以看出，即使泵出管能力320cm³相对小，假如工作流体引起的流动的均匀性相对良好，压力脉冲从1％(参见图13，曲线27)减至0.2％(参见图14，曲线30)，从0.2％(参见图13，曲线28)减至0.05％(参见图14，曲线31)。泵出管能力进一步提高时，流体均匀性改善，由传送二次不均匀性引起的压力脉冲减少至0。

补偿流

【110】为了改善泵出管能力小时工作流体引起的流动的均匀性，本发明介绍了通过一根补偿管，在传送腔和出口腔之间，产生最少一次工作流体的补偿流，从而补偿所述传送的二次不均匀性。

【111】为了补偿第一类所述传送突变，本发明介绍了(参见图15)，传送腔9从后面最少有一个传送腔的入口腔6分开后，当前向传送腔9与出口腔7合并，所述当前向传送腔与出口腔合并时，通过第一补偿管19，在所述当前向传送腔后面的传送腔和出口腔之间产生工作流体的第一补偿流。

【112】补偿流产生同时传送腔与出口腔合并可以实现，比如，假如补偿管与传送腔以转子转角

一定角度连接，采用一个滑阀传感器或电磁阀，转角对应着其他传送腔与出口腔合并时间。

【113】图16示出了补偿流流率

(参见图16a)，传送腔内重量改变

(参见图16b)，传送腔体积

(参见图16c)和传送部分压力

(参见图16d)，没有补偿流时与传送腔角程的相关性(参见曲线32a—32d)，和出口腔与最近的传送腔之间存在补偿流时与传送腔角程的相关性(参见曲线33a—33d)。

【114】这里，补偿管两端的压差与从体积变化的腔到出口腔的传送的第一类突变同向且同时发生改变，传送第一类突变引起通过补偿管从出口腔流出的工作流体的补偿流流率发生相应的突变(参见曲线33a)。

【115】补偿管的流体阻力选取，使得来自出口腔的补偿流流率突变和第一类所述传送突变相等并且彼此补偿。传送二次运动不均匀性的值与转子转速成比例。因此，当转子转速增加时，补偿管的流体阻力降低，反之亦然。假如转子滑动叶片机械排量改变，传送腔体积变化总幅值也改变，那么排量增加时，补偿管流体阻力减少，反之亦然。如果出口和入口压力差值dP改变，传送腔从入口腔和出口腔分开所经过的整个角程范围改变，那么dP增加时，补偿管的流体阻力增加，反之亦然。

【116】还同样，第二类传送突变也可能补偿。为此，当前后向传送腔从出口腔分开时，通过第二补偿管，在所述后面的传送腔和出口腔之间产生工作流体的第二补偿流。

【117】在出口腔和传送腔之间产生补偿流，导致传送腔内工作流体重量改变(参见曲线33b)，重量改变引起补偿管两端压差快速降低(参见曲线33d)和补偿流流率减慢(参见曲线33a)。与起初变量相比，传送腔内流体重量增加(参见图16，从曲线32c转至曲线33b)，使得为了达到同一P_out，与起初幅值A_total相比，需降低A′_total。突变间隔期间(参见图17，曲线35)，补偿流流率衰减性能(曲线33a描述了传送腔的流率，图17曲线34—出口腔的流率，它们大小相等但方向相反)和传送的二次不均匀性衰减性能的差别，决定了传送的残余运动不均匀性的级别(参见图17，曲线36)。

【118】对上述泵的范例而言—第一类和第二类传送突变发生重合，单转子转速3000rpm和补偿管流体阻力0.5MPa sec/cm³，出口腔和与之最近的传送腔之间产生补偿流体，传送的运动不均匀性级别从2％(参见曲线35)降至0.3％(参见曲线36)。脉冲级别从1％(参见曲线27)降至0.1％(参见图18，曲线37)，即使在上述出口管能力为0的范例中，所产生的工作流体流动几乎可认为绝对均匀。

【119】为了进一步消除传送的残余运动不均匀性，本发明介绍了当前向传送腔从后面最少有2个传送腔(参见图19)的入口腔分开后，当前向传送腔与出口腔合并，通过补偿管19，在当前向传送腔后第二个或紧挨的后面传送腔和出口腔之间产生工作流体的补偿流，补偿管19包括一定容积的补偿腔20，补偿腔通过一根具有一定流体阻力的管线与出口腔7分开。图20示出了补偿流流率

(参见图20b)，传送腔内重量改变(参见图20c)，传送腔体积(参见图20d)和传送部分压力

(参见图20e)，没有补偿流时与传送腔角程的相关性(参见曲线39a—39e)，和出口腔与最近的传送腔之间存在补偿流时与传送腔角程的相关性(参见曲线40a—40e)。可以看出，当补偿流流率衰减线性性能越多，此时，可能更好地提高传送二次不均匀性衰减性能和更彻底地补偿传送二次不均匀性。

【120】补偿腔性能越好，残余未补偿不均匀性级别越低，但总幅值A_total越低，由所述补偿腔与当前向传送腔(参见曲线40a补偿流突变和曲线40e压力突变)合并时工作流体减压作用和补偿管流体阻力损耗引起的消耗能量损耗级别越高。对特殊申请而言，包括补偿腔性能V_ac的补偿管性能，基于消耗能量损级别和传送的残余未补偿不均匀级别的最佳比例选取。在规定性能内，补偿管流体阻力按上述选取。

【121】对上述泵范例而言，这样的方法(容积297cm³和流体阻力0.05755MPa.sec/cm³)应用可将出口压力脉冲减少至正常值的0.001％(参见图18，曲线38)，也就是，即使在出口管能力为0的上述条件下，流动绝对均匀。

装置

【122】用于实现前述工作流体无湍流流动的产生方法的装置包括(参见图21—23，图29—34)带有入口端24和出口端25的壳体1，壳体包括工作盖板21，工作盖板上有前向传送限制器5和后向传送限制器22。装置还包括一个带叶片室3和环形槽23的转子，其中，叶片室设在转子工作部分2内和包括动连接至安装在壳体上的叶片驱动转子的叶片4，环形槽设在转子的工作表面并与叶片室3相连。转子还包括体积可变的力室10。壳体的工作盖板21与转子工作部分2的工作表面滑动隔离接触，并在环形槽23内形成一个工作室。后向传送限制器22滑动隔离接触的转子后向传送限制区，和包括叶片4的前向限制器5滑动隔离接触的转子前向传送限制区，相互分开：入口腔6与入口端24动连接，出口腔7与出口端25动连接，最少一个传送腔9。每个传送腔9由内-叶片腔8，前向传送限制器5和2个邻接叶片4，和最少一个与内-叶片腔8连接的力室10形成，其中，内-叶片腔8由环形槽22表面界定。每个所述传送腔9与各自的转子转动角度范围对应，在所述转角范围内，传送腔9与入口腔6和出口腔7分开。包含在传送腔内的工作流体形成工作流体的工作部分。为了实现前述工作流体无湍流流动的产生方法，装置包括了体积改变装置，该装置可改变力室10与入口腔连接时转子转角对应的力室体积和力室10与出口腔连接时转子转角对应的力室体积之间比例

【123】本发明介绍了装置的实施例，装置适合用作一个泵或一个液压马达，和用作一个液压机械转化的泵式马达装置。在一些实施例中，壳体安装在机组的支架上，转子相对壳体和机组的支架转动。还有另一种实施例，其中，转子和壳体相对机组的支架转动，比如，假如装置属于液压机械转化装置。我们以下认为，转子和壳体的相对转动与机组上装置安装方法无关。在任何情形下，转子或转子装置指，一种在表面组件内设有一个环形槽和包括叶片的装置，其中，每次转子改变伸入环形槽的长度时，叶片相对转子循环运动。壳体或定子部件指，与转子和壳体相对转动时入口端和出口端的位置不改变有关的装置。

【124】改变体积的装置在传送腔所述角程范围内可改变力室的体积，该装置可制成，比如(参见图3)，凸轮机构12，该机构安装在壳体1上，与体积可变的力室10的移动壁11滑动接触。

带转子支撑部分的装置

【125】为了实现前述传送腔体积正弦变化的方法，本发明的优选实施例(参见图4)介绍了转子的支撑部分13，通过一组包括体积可变的力室10的转子组件与转子的工作部分2动连接，使得支撑部分与转子工作部分同步转动且可相对轴向运动和倾斜。转子支撑部分13相对转子工作部分2的所述运动，引起力室10体积变化。本实施例中，体积改变装置包括相对转子工作部分2转轴倾斜转子支撑部分13转轴的装置。转子支撑部分13转轴在经过转子工作部分转轴和入口腔与出口腔的平面内，相对转子工作部分转轴倾斜角度γ(参见图4)，转子转动时，倾斜引起力室10体积正弦变化。体积变化幅值与所述转角的相对倾斜角成比例。

【126】为了调节力室体积变化，所述倾斜装置包括一个倾斜度调节器，倾斜度调节器包括一个移动组件，移动组件与装置支撑部分动连接，所述组件位移改变引起转子支撑部分转轴相对转子工作部分转轴的倾斜角改变。

【127】本发明实施例优选从转子低速运转时容积系数分析，因此介绍了(参见图21)，转子支撑部分13转角的倾斜装置包括旋转式推力块(thrustblock)26，转子支撑部分13安装在轴承上。旋转式推力块制造成，比如以滚轴的形式。

【128】为了调节传送腔体积变化总幅值，因此，本发明介绍了一种倾斜度调节器，该调节器包括一个旋转式推力块26的壳体支架27，壳体支架倾斜安装，也就是，一个绕轴相对壳体盖板21与经过转子工作部分的转轴和正后向传送限制器的直线平行的角度。倾斜度调节器包括一个移动部件，其形式为差动双向液压缸15的活塞14与旋转式推力块26的壳体支架27动连接，活塞14相对差动双向液压缸15移动，引起支架27绕所述轴转动和转子支撑部分13转轴相对转子工作部分2转轴的倾斜角改变。

【129】为了降低相对转子工作部分转轴倾斜其转轴时转子支撑部分的磨损，力室通过称作滑动部件29的承载连接组件与转子支撑部分动连接，承载连接组件的一个平面与转子支撑部分平面滑动接触，一个凹球面与力室10的移动壁11的凸球面滑动接触。

【130】本发明实施例(图22)优选从转子高速转动时减少摩擦损耗和克服空穴趋势分析，介绍了转子支撑部分转角倾斜度调节装置，该装置包括与转子支撑部分13滑动隔离接触的支撑盖板30。支撑盖板30上有隔离坝59(参见图32)，隔离坝与工作盖板21的前向限制器和后向限制器22相对。为了减少摩擦损耗，可安装在壳体支撑盖板30和转子支撑部分13之间起隔离作用的支撑腔32，因此，每个传送腔9最少与一个支撑腔32连接。支撑腔32改善了转子支撑部分13的液压平衡性能和减少了摩擦损耗。

【131】本发明介绍了两种用于产生工作流体无湍流流动的装置结构，装置包括一个壳体支撑盖板。

【132】第一种装置结构与带转子的转子液压装置传统结构一致，其中，转子安装在壳体的工作盖板21和支撑盖板30之间，壳体的工作盖板和支撑盖板通过壳体的连接部件相连。连接部件通常制成一个将转子安装在内的中空体。也有实施例在转子中开一个通孔，壳体的连接部件从通孔穿过。

【133】在第二类结构对应的装置中(参见图23a，b，c)，壳体支撑盖板30和壳体工作盖板合并成安装在转子工作部分2和支撑部分13之间的操作装置33。壳体的操作装置制成一个整体。在这样的实施例中，工作盖板的功能由操作装置的表面完成，该表面与转子工作部分的工作表面滑动隔离接触，支撑盖板的功能由操作装置的反向表面完成，该表面与转子支撑部分的支撑表面滑动隔离接触。对第二类结构而言，本发明介绍了用于连接转子的工作部分2和支撑部分13的所述转子部件装置，包括了转子连接部件34。下面介绍转子连接部件的2个实施例。在第一个实施例中，壳体的操作装置33有一个通孔35，转子连接部件34从通孔中穿过。在第二个实施例中，转子连接装置在安装在支撑组件上的壳体操作装置的外面，类似一根轴，通过转子工作部分或支撑部分内的通孔。转子工作部分和转子支撑部分两侧都可放置力室10。装置带有用于连接支撑腔32和内-叶片腔8的管线。这些管线可在连接部件34内加入。优选实施例介绍了在壳体操作装置33内加入管线89，在前向传送限制器5内加入管线。为了阻止管线89与传送腔9合并时流体减少引起的损耗，管线89制成其体积与传送腔体积相比忽略不计。

【134】图22，23所示装置中，转子支撑部分13上设有所述支撑腔，支撑腔通过隔离坝31相互隔离。在个别实施例中，转子支撑部分做成与转子工作部分相似，也就是，还包括环形槽和叶片，其中，叶片位于叶片室内，锁住环形槽，将叶片室分成单个的内-叶片腔，从液压平衡角度看等同于支撑腔。因此，与工作盖板的前向和后向传送限制器对峙的所述支撑盖板上的隔离坝，用作前向和后向传送限制器，环形槽内在转子支撑部分和壳体支撑部分之间形成第二工作室。在这样的实施例中，所提出的发明认为转子的2个所述部分的任一部分都可称为工作部分，另一部分相应称为支撑部分。

【135】本发明还介绍这样的一个实施例(参见图25)，其中，支撑腔制造在支撑盖板30内。

【136】所述两种转子支撑部分沿壳体支撑盖板滑动的装置结构和支撑腔的实施例变量，在专利RU 2005113098 of 26.04.2005《Rotor sliding-vanemachine》详细描述。

【137】在包含一个壳体支撑盖板的装置内，不管采取上述两种结构的哪一种，本发明介绍了传送腔体积变化总幅值的调整方法。为此起见，壳体的支撑盖板30安装成一个绕轴相对壳体盖板21(参见图24)与经过转子工作部分的转轴和正后向传送限制器的直线平行的角度。包含移动部件28的倾斜度调节器，与支撑盖板30动连接，使得所述部件28的移动引起支撑盖板30绕所述轴转动和导致转子支撑部分转轴相对转子工作部分转轴倾斜角改变。

实现总幅值调整方法的装置实施例

【138】为了实现前述总幅值调整方法，倾斜度调节器还包括一个将工作流体流动参数转换成所述移动部件位移的转换器。

【139】为了实现前述与入口压力和出口压力之间差值相关的体积变化总幅值调整方法，转子支撑部分转轴的所述倾斜度调节器包括一个将入口腔和出口腔之间的压差转换成移动部件位移的转换器，其中，转换器与转子支撑部分动连接，所述移动部件移动时，可能改变转子支撑部分转角的倾斜角。所述转换器制造成，比如，采用压力传感器和一个电子驱动器或者采用一个校准弹簧和一个泵的出口压力作用下填充了工作流体的液压缸的活塞(对液压马达而言—在入口压力下)。

【140】为了实现前述传送腔体积变化总幅值调整方法—在一定的基准角度内，传送体积变化与基准压力和传送腔压力的差值有关，泵发明介绍了所述倾斜度调节器，该倾斜度调节器包括一个将转角等于基准角时，基准压力和当前向传送腔压力之间差值转换成移动部件位移的转换器，其中，移动部件与转子支撑部分动连接，所述移动部件移动时，可能改变转子支撑部分转角的倾斜角。基准压力在入口压力和出口压力之间的取值，基准角度在所述当前向传送腔从入口腔分开的分开角到所述当前向传送腔与出口腔分开的合并角范围内取值。

【141】所述转换器还可制造成采用压力传感器和一个电子驱动器。在优选实施例中，所述转换器做成一个液压传动装置比如一个双向液压缸，液压连接出口腔和通过控制阀可液压连接传送腔(对液压马达而言—连接入口腔)。本发明的一个实施例中(参见图6)，液压驱动装置制成差动双向液压缸15，差动双向液压缸带有与控制阀18相连的第一腔和与出口腔7相连的第二腔。控制阀18装备有一个电子驱动器，比如，一个螺线管，和一个电子控制系统，当转子转角等于所述基准角时，电子控制系统开启控制阀18。用作控制阀的电子控制的螺线管可在每个传送腔规定时刻开启和关闭，该螺线管的使用为位移角调节提供了最大灵活性，其中，位移角调节与泄漏率相关。但是，转子每转一周，这样的阀多次开启和关闭，因此，这样的阀的运转速率限制了转子高速运转时位移角调整的可行性。

【142】在本发明的另一实施例中(参见图25)，所述控制阀制成一个控制滑阀选择器，该控制滑阀选择器带有滑阀的定子窗38和滑阀39的转子窗39，其中，定子窗安在与差动双向液压缸15的第一腔液压连接的定子部件第一表面，转子窗安在转子部件的第二表面使得每个传送腔与滑阀的转子窗液压连接。所述第一和第二表面彼此滑动隔离接触，使得每个滑阀的转子窗可能与滑阀定子窗液压连接。当对应的转子窗与滑阀选择器的定子窗重合时，此时产生传送腔与差动双向液压缸的第一腔的连接。此时，位移角由转子部件和定子部件上的滑阀窗相互重叠确定。为了当转子高速转动时调节位移角，本发明介绍了一个带一套定子滑阀窗38的控制滑阀选择器的使用，其中，定子滑阀窗安在定子部件的表面使得每个转子滑阀窗39与任一定子滑阀窗液压连接。滑阀的每个定子窗38与定子窗的选择器开关40液压连接，选择器开关与差动双向液压缸的第一腔16液压连接。与转子转速相关，工作流体的粘性和影响传送腔泄漏率的其它特征确定了一个通过选择器开关40与液压缸15的第一腔16液压连接的定子滑动窗。因此，从一组位移角选取一个位移角。选择器可以制造成，比如，一个电磁分配阀。在图25所示装置内，转子滑阀窗39与转子滑阀窗38和在此设在壳体的支撑盖板30上的支撑腔32都相连。

【143】为了实现前述与出口压力的幅值和相位相关的传送腔体积变化总幅值调整方法，本发明介绍了一个带倾斜度调节器的实施例，该倾斜度调节器包括一个将出口压力的幅值和相位转换成移动部件位移的转换器，其中，移动部件与转子支撑部分动连接使得所述部件移动时可能改变转子支撑部分转轴的倾斜角。所述转换器可制造成，比如，采用压力传感器，相位监测器和电子驱动器，章节“所述发明的一个实施例的装置和操作的详细描述”进一步描述了带有所述转换器的优选实施例，实施例分2阶段，包括2个彼此电连接的转换器：第一阶段—将出口压力的幅值和相位转换成一个为每个传送腔确定基准角的位移角，和第二阶段—将基准压力和传送腔内压力之间差值转换成上述移动部件的位移。

【144】为了调节排量也就是转子每转一周，由装置从入口端传至出口端的工作流体体积，和当排量改变时，改变总幅值，本发明介绍了一个前向传送限制器，前向传送限制器可轴向移动和配备了改变前向传送限制器伸入环形槽的长度的装置，当前向传送限制器的轴向位置改变时，转子支撑部分的转轴的倾斜装置起作用，使得转子支撑部分的转轴倾斜角可能改变。

带有补偿管的装置

【145】为了实现通过在传送腔和出口腔之间产生工作流体的补偿流，从而补偿传送二次运动不均匀性的前述方法，本发明介绍了与前向传送限制器滑动隔离接触的叶片，使得最少2个传送腔可同时与入口腔和出口腔分开，出口腔与补偿阀液压连接，通过装备有补偿节流阀的补偿管，补偿阀可能与传送腔液压连接。

【146】补偿阀可制造成，比如，一个与转子转角传感器电连接的电磁阀。本发明的优选实施例(参见图15)介绍了用作一个滑阀选择器的所述补偿阀，补偿阀由前向传送限制器5内的分配槽41和叶片4组成。转子转动时，叶片周期性关闭与当前向传送腔连接的分配槽44，并将分配槽与后续传送腔相连从而在后续传送腔和出口腔之间产生补偿流。对所述带有壳体支撑盖板的实施例而言，还介绍了滑阀选择器可以由分配槽和支撑腔的隔离装置组成，其中，分配槽设在壳体支撑盖板上因而可能在转子支撑部分内与支撑腔相连，支撑腔的隔离装置设在转子支撑部分上，并与壳体支撑盖板滑动隔离接触，因而转子转动时可能关闭分配槽。

【147】为了调节补偿管的流体阻力，补偿节流阀42装配了改变其液压阻力x的装置。为了实现改善传送二次运动不均匀性的补偿精度的前述方法，本发明介绍了(参见图19)所述补偿管，包括最少一个补偿腔20，补偿腔通过最少一个所述补偿节流阀42从出口腔7分开。补偿腔20可改变其体积。

采取总角度调整方法的装置的实施例

【148】为了实现上述总角度

调整方法，本发明介绍了装置配备了总角度调节装置，总角度调节装置还包括了最少一根旁通管，旁通管可能与传送腔液压连接并且配备了一个总角度调节阀，或者包括安装在转子上的叶片以便可能改变总角度。以下，你可看到总角度调节方法的实施例描述，该总角度调节方法采取上述总角度调节方法的两个变量。

【149】为了实现通过改变传送腔和出口腔的合并角调节总角度前述方法，总角度调整阀制成可能与出口腔液压连接。为了调节

本发明介绍了所述阀的两个实施例。在第一实施例中(参见图26)，总角度调整阀43设在前向限制分支管线44内，管线44一端与出口腔7连接，而管线44另一端进入前向传送区域以便可能与传送腔9连接。阀43可制成当管线44两端压力差值改变时，可解锁管线。总角度调整阀设在转子内。本发明的优选实施例介绍了叶片用作总角度调整阀的可移动部件。在本实施例中，每个叶片可制成—当2个叶片隔开的传送腔之间压差改变时，叶片移动并解锁压力超过出口腔压力的传送腔。图4示出带有可轴向移动的叶片4的转子一部分，叶片安装在叶片室3内，与叶片驱动装置一定轴向间隙地连接。为了叶片密封边45沿前向传送限制器滑动时自动密封，位于叶片室3内的腔，从与密封边45相反的叶片方向，通过管线44与叶片前面的传送腔9连接，传送腔排出流体至泵出腔(在液压马达中，所述腔与叶片后面的传送腔连接)。当叶片4后面的被叶片从出口腔分开的传送腔9内压力小于出口腔压力时，作用在叶片4反面上压力超过作用在密封面45上的压力，叶片4紧贴着前向传送限制器5。一旦叶片后面的传送腔内压力开始超过出口腔7内压力，叶片4受来自传送限制器5的作用，解锁所述传送腔。图23a、b、c示出带有轴向旋转的叶片的转子的一部分，叶片安装在叶片室3内，当压力差值信息改变时，可倾斜叶片4的弹性部件47。叶片4后面的传送腔9也就是通过叶片与出口腔分开的腔，若传送腔内压力小于出口腔7内压力，叶片4的弹性部件47受力室3壁作用，倾斜并解锁所述传送腔9(本实施例的液压模式，则转子旋转方向相反，压力差值信号相反)。

【150】为了实现通过改变传送腔从入口腔分开的分开角

.调节总角度的方法，本发明介绍了总角度改变的装置的两个实施例。在第一实施例中(参见图27)，总角度调整阀43设在定子部件内的前向限制分支管线内，管线44一端与入口腔6连接，而管线44另一端进入前向传送区域以便可能与传送腔9连接。转子转角等于分开角时，阀43可锁定管线44。在优选实施例中，所述阀带有一个电子驱动器，可与出口腔内压力脉冲幅值和相位的监测器电接触。总角度调节阀在每个传送腔设定的周期内可电锁定或解锁，总角度调节阀的采用为调节分开角

提供了最大灵活性，其中，分开角调节与压差和转子转速相关。但是，转子每转一周，这样的阀多次开启和关闭，因此，这样的阀的运转速率限制了转子高速运转时位移角调整的可行性。为了当转子高速转动时调节分开角，本发明介绍了一个形式为一个滑阀选择器的总角度调节阀的使用，其中，滑阀选择器带有一组前向限制分支管线，管线设在装置的壳体内(比如，在前向传送限制内)并可与传送腔液压连接。每个分支管线与选择器开关液压连接，选择器开关液压连接入口腔。不同分支管线被转子隔离装置比如叶片从当前向传送腔分开时的转子转角，与不同的传送腔从入口腔离开的分开角对应。与转子转速和压差相关，特定支路管线通过选择器液压连接入口腔。因此，从一组分开角中，选定一个分开角。选择器开关可制成，比如，一个与出口腔内压力波动和相位监测器电接触的螺线管分配阀。用于调节与压差相关的分开角的本发明的合适优选实施例(参见图28)介绍了一个选择器的实施例，带有活塞49的活塞阀选择器48受流体影响，其中，活塞阀选择器一侧处于出口压力作用下(对液压马达，则入口压力作用下)，另一侧处于靠近入口的压力和标准弹簧50负荷作用(对液压马达，则出口)。活塞位置由标准弹簧的压力和弹力差值和与压差相关的变化决定，其中，压差改变与入口腔6连接的分支管线44从而改变分开角。

【151】在分开角

总角度调整方法的第二实施例中，本发明介绍了叶片驱动装置，叶片驱动装置带有通过叶片改变传送腔从入口腔分开的分开角的装置。可改变

的叶片驱动装置可制成比如安装在壳体1上的凸轮装置(参见图29和30)，凸轮装置包括导向槽52的支架51，叶片4的边叶片可在支架51内滑动。转子转动时，槽的轮廓决定了叶片的轴向运动特征。在转子转动时，叶片驱动装置控制叶片4相对于转子工作部分2的圆周运动，使得，在入口区A内，叶片4轴向地移出叶片室3到环形槽23，以及在前向传送区域B内，叶片4关闭工作室的横截面，工作室将传送腔从入口腔分开。本普通技术人员可发现，支架51绕转子转轴回转，引起传送腔9从入口腔6分开的分开角改变。这样的叶片驱动装置的改变分开角方法可以实现，比如采用一个与出口腔内压力脉冲幅值和相位的监测器回转电连接的支架51的电子驱动器。

【152】为了实现上述总角度调整方法，考虑到后向传送腔，本发明介绍了后向传送隔离的转子装置，转子与后向传送限制器滑动隔离接触，后向传送限制器将最少一个与体积可变的最少一个力室连接的后向传送腔与入口腔和出口腔分开。这里，每个后向传送腔对应其各自转子转角范围，在转子转角范围内，所述后向传送腔与入口腔和出口腔分开，装置带有最少一根包括一个后向传送的总角度调节阀的后向限制分支管线。后向限制分支管线一端连接入口腔，而所述管线的另一端伸入可能连接后向传送腔的后向传送区域。所述阀制成，当后向限制分支管线的所述两端压差信号改变时，可解锁所述后向限制分支管线。

【153】后向传送隔离的转子装置包括与后向传送限制器滑动隔离接触的部分环形槽内侧环形表面。在一个实施例中，所述隔离装置包括与后向传送限制器滑动隔离接触的部分页面表面。在优选实施例中，所述隔离装置包括部分环形槽64底部(参见图29，30)，所述底部与后向传送限制器22滑动隔离接触。

所述发明的一个实施例的装置和操作的详细描述

【154】为了详细描述所述发明的一个实施例的装置和操作，我们从减少摩擦损耗和转子高速运转时空穴现象的角度研究构造的变量，所述构造通常用作泵。

【155】在本发明的本实施例中，所述装置(参见图24，图29-34)包括两个主要组件：壳体和安装在壳体内并可转动的转子。

【156】转子包括带有叶片室3和横截面大小相等且为长方形的环形槽23的工作部分2，和带有通孔46的叶片4，叶片4安装成可在与环形槽23连接的叶片室3内轴向运动。

【157】壳体1包括入口24与出口端口25，和表面工作盖板21和支撑盖板30，每个盖板由承载部件54和内功能部件55组成，同时连接至出口端口25的抗变形腔56设在所述承载和功能部件之间，同时由隔离坝59分开的抽吸和分配腔设置在支撑盖板的功能部件之间。

【158】所述设备的工作室在径向上由环形槽23的内表面约束，在轴向上由壳体1的工作盖板21以及由环形槽23的底部约束。为了考虑工作流体传送期间所述机械内的过程，标记出四个区(图30)：抽吸区A、前向传送区B、泵送区C以及后向传送区D。

【159】工作室内的抽吸区A对应于连接至入口端口24的入口腔(或抽吸腔)6的位置，工作室内的泵送区C对应于连接至出口端口25的出口腔(泵送腔)7的位置。入口和出口腔至入口和出口端口的连接相应地通过壳体的工作流体盖板21内的通道61和62形成，但是在本发明的其它实施方式中可以通过转子中的通道形成。

【160】前向传送区B在工作室内位于抽吸区A和泵送区C之间。在此区内在叶片4之间的工作室内的、以及在连接至工作室的转子腔内的工作室内的流体被从抽吸区A传送至泵送区C。在后向传送区D来自泵送区C的所述流体的一部分被传送回抽吸区A。

【161】前向传送限制器5安装在壳体的工作盖板上，并且在前向传送区B内位于工作室内，以及与突出至环形槽23的叶片4的密封凸缘45滑动接触。由此有可能通过叶片将至少一个传送腔9从入口腔6和从出口腔7分离开。传送腔9包括在环形槽23内由前向传送限制器和两个相邻叶片的表面限定的内-叶片腔8。所述传送腔每个具有其相应的转子旋转范围——在所述范围内所述传送腔从所述入口和出口腔发分离。

【162】所述限制器5设置为在轴向上是可运动的。在其轴向运动的情况下，所述前向传送区的横截面面积改变并且因此所述设备的排量也改变。为了控制其轴向运动，所述设备具有前向传送限制器驱动机械。在具有固定排量的设备中，所述前向传送限制器可设置成壳体工作盖板上的平坦隔离坝。

【163】叶片驱动装置63制成凸轮装置，该装置包括一个安装在壳体1上的支架51的导向槽52，叶片4的侧瓣53在导向槽内滑动。转子转动时，槽的轮廓决定了叶片的轴向运动特征。叶片驱动装置控制当转子转动时，叶片4相对转子工作部分2做圆周运动，因此，入口区A内，叶片4沿轴移出叶片室3到环形槽23，前向传送区域B内，叶片4关闭工作室的横截面，泵出区域C内，从环形槽23移出至叶片室3，和后向传送区域D内，打开环形槽23的横截面。

【164】上述前向传送限制器驱动装置与叶片驱动装置动连接，使得前向传送限制器的位置相对于环形槽底部发生改变，叶片伸入前向传送区域内环形槽的长度也发生改变，从而叶片密封边与前向传送区域保持滑动隔离接触。

【165】本发明的另一实施例，介绍了叶片运动的不同特征。叶片相对转子运动通过叶片导致环形槽横截面关闭程度周期性改变，运动的任何特征都是准许的。比如，除了设计成轴向运动外，叶片运动还可设计成径向，旋转运动，以及它们的结合体。为了前向传送区域内工作室横截面区域发生改变时，叶片从叶片室伸出至环形槽的长度发生相应改变，与排量可变的泵内叶片运动特征无关，所述装置应与轴向可移动的前向传送限制器动连接。

【166】后向传送限制器22安装在壳体的工作盖板21上，位于后向传送区域D内的工作室内，并与后向传送隔离转子装置滑动隔离接触，其中，后向传送隔离转子装置包括环形槽23的内表面和底部密封边64。这介绍了可能最少一个后向传送腔66与入口腔6和出口腔7分开，后向传送腔由后向传送限制器22的表面和2个邻接的底部密封边64限定并包含了力室10。所述后向传送腔都有各自转子转角范围，在转角范围内，所述后向传送腔66与入口腔6和出口腔7分开。

【167】本发明的其它实施例中，后向传送限制器22与叶片滑动隔离接触，并可轴向移动。为了后向传送区域内工作室横截面区域发生改变时，叶片从叶片室伸出至环形槽的长度发生相应改变，这里叶片驱动装置应与轴向可以动后向传送限制器动连接。

【168】除此之外，在本实施例中，转子包括支撑部分13，支撑部分外表面上设有支撑腔32。由于所述平面与壳体支撑盖板的平隔离面滑动隔离接触。所述支撑腔被隔离坝31平面和密封件外缘面隔开。

【169】转子的所述工作和支撑部分，相应地安装在壳体的工作部分21和支撑部分30的承载件68上并通过铰链与入口轴69相接，因此工作和支撑部分同步转动但彼此可能相对轻微轴向移动和倾斜。

【170】转子还包括体积可变的力室10，力室10位于转子工作部分2和转子支撑部分13之间。本实施例的装置中，所述力室有力腔70和导管连接器71组成，其中，力腔70设在转子工作部分2和支撑部分13正对的表面上，导管连接器71安装成可在所述力腔内滑动。导管连接器包括密封肩。它们的形状，位置和大小选择成：在转子支撑部分相对转子工作部分轴向移动和倾斜的整个范围内，力室和转子支撑部分隔开。

【171】转子支撑部分13内的所述力室70，通过管线72连接支撑腔32。在本实施例的装置中，转子工作部分2内的力腔70用作叶片室3的扩展和通过叶片内管线46与工作室连接。力室带有弹簧73，假如没有压力，弹簧起密封作用。

【172】在本实施例的装置中，用于调节转子支撑部分转轴相对转子工作部分转轴倾斜的装置包括，所述壳体的支撑盖板30和转动时壳体支撑盖板的倾斜装置，其中，倾斜装置包括固定在壳体1上的倾斜轴36，可转动地支撑壳体支撑盖板30。它们还包括壳体的限制止推块74，壳体的固定止推块75，弹簧76和一个壳体支撑盖板相对于壳体的工作盖板的倾斜度调节器。倾斜轴36放置成从转子支撑部分13方向，施加在壳体的支撑盖板30上的工作流体压力力矩忽略不计。壳体的限制止推块74制成可限定壳体的工作盖板的倾斜度。壳体的固定止推块75制成，当壳体的支撑盖板30与壳体的固定止推块75相接时，可规定转子的支撑部分13和工作部分12转轴平行。没有泵出压力时，弹簧76将壳体的支撑盖板紧压壳体的固定止推块75。倾斜度调节器包括壳体的调节止推块77，模式开关阀78，控制阀18，和当转子转角等于基准角时将基准压力和传送腔内压力差值转化成位移的转换器。所述转换器制成安装在支撑盖板30上的差动双向液压缸形状。液压缸15的第一腔16，通过模式开关阀78，既与控制阀液压连接，也与出口腔7液压连接。控制阀18与设在壳体支撑盖板30内的控制管线79液压连接，使得控制阀的一端进入隔离坝59表面并在后向传送区域与转子的支撑部分13的支撑腔32相通。液压缸15的第二腔17，通过模式开关阀78，既与排放管线80液压连接，也与入口腔6液压连接。排放管线80与的抗变形腔56液压连接，壳体的支撑盖板30与出口腔7连接。当S2<S1时(在装置的本实施例中，S2＝0.5*S1)，第一腔16内的活塞区域14等于S1，第二腔17内的活塞区域等于S2。活塞14的杆81通过滑动部件88靠着壳体的调节止推块77，倾斜时这些表面邻接。模式开关阀78和控制阀18与将波动的幅值和相位转化成位移角的转换器82电接触。所述转换器包括转子转角电接触传感器83，压力脉冲快速反应传感器84和带有定时器和数字幅值转换器的微型控制器85。

【173】在装置的本实施例中，出口腔的角大小选择成，通过叶片，当前后向传送腔从出口腔分开的时间和出口腔与一个传送腔合并的时间重合。因此，为了补偿将工作流体传至出口腔的流动的二次运动不均匀性，所述装置具有一根补偿管线19和一个补偿滑阀选择器。装置的本实施例中的补偿滑阀选择器制成分配管线41，分配管线设在前向传送限制器5内，转子转动时，分配管线被叶片4断开。分配管线41与补偿管线19连接，补偿管线包括流体阻力可变的补偿节流阀。附图未描述改变补偿节流阀42流体阻力的装置。

【174】后向传送限制器22设有后向限制分支管线86，后向限制分支管线包括用于后向传送腔的总角度调整阀43，所述后向限制分支管线86的一端与入口腔6连接，所述管线86的另一端与一个后向传送腔66相通，当后向限制分支管线86的所述两端的压差信号改变时，所述阀43制成可解锁所述后向限制分支管线86。

【175】研究泵模式中上述方法在前述装置运转中的实施和传送腔内和后向传送腔内压力变化。可以假定研究开始之前，泵内出口腔的压力，也就是，泵出腔内，大大超过了泵内入口腔的压力，也就是，吸入腔内。考虑到由吸入，前向传送，泵出和后向传送组成的整个周期，我们应注意传送至特定叶片的叶片室时，相连的传送腔内工作流体的状态。，研究最初时间对应着吸入区域开端部分内特定叶片的位置。本泵运转如下：

【176】在等于转子一圈的周期的初始时刻，所选叶片4位于后向传送区和吸入区的边缘。

【177】当入口轴69转动时，矩通过结合点87传送到转子的工作部分2及支撑部分3，使得它们相对壳体1转动。

【178】当叶片4转动时，转子4的侧瓣53，叶片4以叶片从吸入区A中的叶片室3移出移入环形槽23的形式沿导向槽52滑动。与此同时，工作流体经由此叶片内的通道46填充通过移动叶片4而腾空的叶片室3中的空间。流体能够通过其它叶片中的通道46进入所选叶片的叶片室3，除此之外，抽吸分布腔57、支持腔32、通道72和力室10减小了泵出现气穴现象的趋势。

【179】当力室中的工作流体处在低压或零压之下时，力室的力腔由弹簧73拉开。前向传送区B中的突出叶片通过其密封凸缘45与前向限制传送限制器5滑动接触，并从入口腔分离；叶片间腔(inter-vane cavity)8由在转子转动方向上的前一叶片4的密封凸缘封闭。转子支撑部分的绝缘坝31在前向传送区中与壳体支撑盖板的平绝缘坝59滑动接触，并且从分布腔和入口腔离开由在转子转动方向上处于前方的前一坝31封闭的支撑腔32。因此，在叶片间腔8、叶片46中的通道、叶片室3、力室10、及转子13支撑部分中的通道72和支撑腔32共同形成的传送腔9限定的容积内的工作流体的当前传送部分封闭于前向传送区内。

【180】在转子转动时，工作流体的传送部分在传送腔9内从入口腔6移动到出口腔7。

【181】转子13的支撑部分的转动轴线相对转子2的工作部分的转动轴线的倾斜角由差动双作用液压缸15的活塞14的位置决定。在操作模式中，即当波动仅由减压流动引起时，并且如果没有负荷的波动变化或波动泄漏，液压缸15的第一腔16通过模式转换阀78连接到控制阀18，同时第二腔17通过模式转换阀78和阻尼槽80连接到出口腔。由于减压流动阻尼槽80的存在及第二腔17在出口腔7中的平稳压力波动的容量，液压缸15的第二腔17中的压力相当于出口腔7此时段的平均的压力，出口腔7内的平均压力由第二腔17的容量和阻尼槽80的流体阻力决定。活塞14位于这样的位置，使得作用在活塞上的压力差由连接于弹簧76的弹力的力平衡，并且等于上述来自转子13的支撑部分侧部的、作用于壳体支撑盖板30上的工作流体的压力力矩。

【182】如果出口腔的压力波动特性表现出负荷波动变化或由于泵的破坏所导致的大量的波动泄漏的波动变化，即如果在具有低于减压波动频率的频率的波动频谱中存在大振幅组成，则液压缸15的第一腔16将通过模式转换阀78连接到出口腔7，液压缸15的第二腔17将通过模式转换阀78连接到入口腔以防止出现壳体支撑盖板30震动出现。既然如此，活塞14将从第一腔16移动到第二腔17，直到支撑盖板邻接到壳体75的固定推力，并具有固定的位置，在该位置转子13支撑部分的旋转轴线平行于转子2的工作部分的旋转轴线。

【183】当传送部分移动，按照正弦定律，由于转子13支撑部分的旋转轴线倾斜导致力室10的体积减小。选择所述的倾斜角以便于力室中的工作流体的密度和压力以现有的、由泄漏速率及转子转动速度引起的传送腔中的工作流体的质量改变水平增加。

【184】由于局部压力的方法作为叶片4中的通道46而平衡，转子支持部件中的通道72和环状连接头72中的通道，所述所有的形成限制所选工作流体的传送部位的传送腔9的腔8、46、3、10、72、32中的压力变化是相同的。

【185】在基准角处，传送腔9通过控制阀18连接到液压油缸15的腔16，该基准角由位差角决定，在位差角处，基准角不同于转子旋转角，在转子旋转角处，所选传送腔与出口腔合并。信号锁闭与释放控制阀18和因此而定的位差角由相转换器82和出口压力震动到位差角的震幅产生。转换器82的微控制器85从转子转动83的角的传感器和压力震动传感器84中读取信号，并计算转子转动的速度、将传送腔与出口腔合并相对应时间的力矩、压力震动的震幅及其与所述合并力矩相关的相以及释放特征，也就是，位差角、基准角或相关的时间的力矩，在该力矩中，控制阀18接受锁闭与释放信号。在稳定状态中，震动震幅不会超出设定可接受的水平并且所述转换器不会改变现有的释放特征。如果状态参数，例如，负荷、泵的移动、泄漏率或转子转动的速度变化，将导致震动震幅超出所述水平，则转换器改变释放特征，也就是，减小位差角；如果震动相符合过多的传送腔中体积变化的总震幅，并且增加基准角，如果震动的相符合不足的总震幅。当转子转动速度改变，所述转换器也将改变控制阀的释放与闭锁之间的间隔。

【186】当转子转过的角度等于解锁阀18的角度，在选择的传送腔的选择基准值处，所述转换器82产生一个解锁信号，导致解锁控制通道79——通过控制阀18提供传送腔9至差动双动作液压缸15的第一腔16的连接。

【187】如果被传送部分的压力小于液压缸15的第一腔16内的压力，出现从液压缸15通过控制通道79至传送腔9的补偿—比较流增加被传送部分中的工作流体的重量。被传送部分的压力增加，并且液压缸15的第一腔16内的压力减小。所述液压缸的活塞14从第二腔17移向第一腔16，并且导致转子13的支撑部分的旋转轴向的倾斜角增加以及传送腔内的容积的变化的总幅值增加。

【188】如果被传送部分的压力超过液压缸15的第一腔16内的压力，出现从传送腔9通过控制通道79至液压缸15的补偿—比较流减小被传送部分中的工作流体的重量。被传送部分的压力减小，并且液压缸15的第一腔16内的压力增加。所述液压缸的活塞14从第一腔16移向第二腔17，导致转子13的支撑部分的旋转轴向的前述倾斜角减小以及传送腔内的容积的变化的总幅值减小。

【189】如果被传送部分的压力等于差动双向液压缸的第一腔内的压力，在它们之间不会出现工作流体的流动，并且活塞不移动。

【190】在转子旋转对应于前一传送腔与出口腔的合并运动的角度时，将选定的传送腔从前一传送腔分开的叶片4使得对连接至补偿通道19的补偿滑动叶片选择器的分配通道41的切断终结。结果，出现工作流体从出口腔7流入相应传送腔9的补偿流。在出现的补偿流的运动具有最大流率时候，入口和传送腔之间的压力差此时刻是最大值。由于传送腔的压力因减小力腔的容积而减小，以及由于被传送部分中工作流体的重量因所述补偿流增加，所以被传送部分的压力增加。同时，补偿流流率下降。在定常状态(stationary regime)，被传送部分的压力等于出口腔7内的压力——通过该传送腔与出口腔的合并运动。因此，补偿流流率由此运动减小至零。

【191】在前向传送区域内的选定的被传送部分至出口腔的传送的末尾，在先的叶片4从前向传送限制器5移开。而且选定的被传送体积的支撑腔的在先隔离坝从隔离坝59移动至壳体的支撑盖板30的泵送分配腔58的区域。由此，所述选定的传送腔与泵送腔合并。它们中的工作流体的压力相等，从而在合并时在它们之间没有减压。结果，工作流体至出口腔的流动以及至压力管的流动的特征在于没有压力波动。

【192】同时，相位和出口压力至切换角的拨动的转换器82获取出口腔中的压力。由于没有减压流动，且没有由它们导致的压力波动，在出口腔中由转换器获取的波动幅值不会超出预先确定的可接受水平，并且所述转换器不会改变当前解锁特征。

【193】如果诸如负载、转速、泵排量或泄漏率之一的特征实质性地改变，则导致减压流的出现以及泵送腔中的压力波动和波动的幅值超过所述水平。在此情况下，如果波动的相位将对应于传送腔中容积的变化的过渡总幅值，即如果减压流从传送腔置泵送腔且泵送腔中的压力在传送腔和出口腔的合并时逐步地增加(曲线8，图2)，所述转换器将减小切换角。但是如果波动的相位对应于容积波动的不充分总幅值，即如果泵送腔中的压力在所述的合并时逐步地减小(曲线7，图2)，所述转换器器将增加切换角。

【194】如果由于不均匀的磨损，通过不同传送腔的隔离表面的泄漏率变得不同导致减压流的方向和值在不同的传送腔和出口腔合并时是不同的，转换器82将对于不同的传送腔不同地改变切换角。对于与泵送腔合并导致至泵送腔的减压流(后续接着出口压力的正跳跃)的腔，所述转换器82将相对于平均切换角减小切换角。结果，控制阀18将打开并且传送腔将在较晚一点的时刻与液压缸15的第一腔16合并——当被传送部分的压力超过液压缸15的第一腔16中的压力时。补偿—比较流将流出传送腔进入液压缸15的第一腔16，导致此被传送部分中的工作流体的质量减小，并且导致减压流的减小，以及由此导致在此传送腔与出口腔合并时正的压力跳跃。对于与泵送腔合并导致流出泵送腔的减压流(后续接着出口压力的负跳跃)的腔，所述转换器将相对于平均切换角增大切换角。结果，控制阀18将打开并且传送腔将在较早一点的时刻与液压缸15的第一腔16合并——当被传送部分的压力小于液压缸15的第一腔16中的压力时。补偿—比较流将流出液压缸15的第一腔16进入传送腔9，导致此被传送部分中的工作流体的质量最大，并且导致减压流的减小，以及由此导致在此传送腔与出口腔合并时负的压力跳跃。

【195】如果泵的元件的负载的不均匀变化或部分破损导致出口压力波动——以大的幅值和大大低于在转子此旋转速度下的减压波动频率的频率，然后转换器将给出开关信号以模式化(mode)开关阀78。在此情况下，液压缸15的第一腔16将连接至出口腔7，并且液压缸15的第二腔17将连接至入口腔。的此时，活塞14将从第一腔16移向第二腔17，直到支撑盖板以壳体75的固定推力(thrust)抵靠，并且占据固定位置——在此，转子13的支撑部分的旋转轴线平行于转子2的工作部分的旋转轴线。

【196】在传送腔9与泵送腔7的所述合并时力腔的容积的正弦变化导致从传送腔流出至出口腔的第一类型传送跳跃。由于出口腔的所述以上构造，所考虑的传送腔和出口腔的合并与后向传送腔66之一从出口腔离开的时刻重合。因此，第二类型的传送跳跃被加至第一类型的传送跳跃增加其幅值。但是从出口腔通过补偿通道19至接着的传送腔的补偿流在相同的时候出现。补偿节流阀42的阻力选择为使得在此时候的补偿流流率等于从力腔10至出口腔7的所述传送跳跃。由此，排出力腔10的所有工作流体被吸入补偿通道19。结果工作流体的无浪涌流进入泵的出口端口25。

【197】如果转子旋转的速度或泵排量(pump displacement)改变，改变补偿通道19流体阻力的装置改变补偿调节阀(compensating throttle)42的流体阻力。也就是，如果转子旋转的速度或泵排量增加，所述装置减小补偿调节阀42的流体阻力；以及如果转子旋转的速度或泵排量减小，所述装置增大补偿调节阀42的流体阻力。

【198】随着所选择的叶片经过所述泵送区，所述叶片的侧瓣53沿着引导槽52以下述方式滑动：泵送区C中的叶片从环形槽23移出至叶片室3通过通道46将工作流体排入出口腔7。

【199】随着所选择叶片经过泵送区C，首先力室10容积的正弦变化导致该力室至出口腔7的传送逐渐减小至零，然后所述传送的符号变化并且从出口腔至该力室的抽吸逐渐增加。数个力室同时在所述泵送区内移动。所述力室中一部分将工作流体排出至所述泵送腔，一部分从所述泵送区域吸取工作流体。所述这些力室的总传送确定至泵送腔内传送的次要运动不均匀性(图17，曲线35)，在此传送增加步骤之后接着逐渐减小。上述的补偿流的所述减小的特征(图16曲线33a)接近从力室传送的特征。因此，特别地从力室排出的所有工作流体被吸入所述补偿通道内并且工作流体的无浪涌流(图17曲线36)不仅在所述突变的时刻而且在所述突变之间进入所述泵的出口端口。

【200】在所选叶片达到后向传送区D时(图30)，其将完全进入叶片室。在环状凹槽23中的，邻近所选叶片的，从转子从泵区域到后向传送区转动的方向相关的两边的底端密封平台64，与后向传送限幅器和环状凹槽23中的闭锁底部腔65滑动绝缘接触。在后向传送区中的转子13的支撑部分的绝缘板31与壳体的支持盖板的绝缘平板59滑动接触，并且从后部闭锁支持腔32。支持腔32从前部被先前的绝缘板31闭锁。因此，在后向传送区中，当前的工作流体后向传送位置在后向传送腔66中闭锁，其包括：闭锁底部腔65的体积、叶片4中的通道46、叶片室3、压力膛10、通道72和转子13支撑部分中的支持腔32。从出口腔到压力膛，在吸入处阻止引导第二类型转运的正号传送到出口腔。由于上述出口腔7的构型，出口腔7的被考虑的后向传送腔66的分离，与传送腔及出口腔的合并体的力矩相一致。因此第二类型的传输传送被添加到第一类型的传输传送，同时增加了其震幅。如上所述，在全部传输传送完全被补偿流所补偿时，在泵的出口导管中会获得工作流体的生成流的高度一致性。

【201】在转子的转动处，后向传送腔66从出口腔7移动到入口腔6。

【202】由于转子支撑部分的转轴倾斜，可变体积10的压力膛的体积将在后向传送腔的传递中按照正旋定律而增加，因此在压力膛中工作流体的密度和压力将随体积的增加而减少。当扩大或增加压力膛10的体积的同时，工作流体完成了一项有效的工作，即部分补偿了耗费在传送腔中的工作流体压缩的工作。

【203】由于局部压力的方法作为叶片4中的通道46而平衡，转子支持部件中的通道72和环状连接头72中的通道，所述所有的形成后向传送腔的腔65、46、3、10、72、32中的压力变化是相同的。

【204】在所述泵的可变化的移动中，后向传送区域D的角度值被选中等同于前向传送区B的角度值，以此可以足够的后向传送腔的范围的扩大，以将后向传送位置的压力减小到入口压力的水平；当泵腔合并时的传送腔的体积与后向传送腔的体积相同时，泵的移动减小到零；此时其与泵区域分离。因此，当泵的移动被增加转子转动角的范围，且在转子转动角中，后向传送腔被从出口腔和入口腔中分离，入口腔被后向传送腔和入口腔的先前的连接降低，当压力符号落到支路通道86阀42开口的后限制末端和后向传送腔66的传递之间，直到其与吸入腔6合并，工作流体从吸入腔6中被吸到压力膛10，其体积增加。因此，可以导致解压或涡凹的后向传送腔中的压力过大的变化被禁止，并且将得到泵吸入管中的工作流体流的一致性。

【205】上述的被考虑的设备的操作显示，所述发明方法的工作流体的平稳流所形成的产生和其实行，消除了震动解压的来源，并补偿了第二与运动学多相性，并提供了产生的工作流体流的高水平的一致性，并因此克服了诸如震动、噪音和相应能量损失的显著的液压驱动的缺点。

权利要求书(按照条约第19条的修改)1．产生工作流体的无湍流流动的方法，包括使转子滑动叶片机械的转子旋转；在入口压力下以所述工作流体填充所述机械的入口腔；通过与所述出口腔分离的传送腔内的叶片，使得所述工作流体以基本上不同于所述入口压力的出口压力从所述出口腔离开；将传送腔中的所述工作流体传送到所述出口腔；将所述传送腔与所述出口腔合并；以及将所述工作流体移动移位至所述机械的所述出口腔，同时以及各传送腔包括内．叶片腔并且在转子旋转角度的给定范围内从所述入口和出口腔分离，其中，各传送腔包括至少一个容积可变的室，所述容积可变的室设置在所述转子内且连接至所述传送腔的所述内一叶片腔，其中通过所述容积可变的室的容积的变化，在所述传送的过程中所述传送腔的容积和它们之内的工作流体的压力变化，从而到将所述传送腔与所述出口腔合并的时候所述压力变得基本上等于所述出口压力。2．如权利要求1所述的方法，其中，如果所述转子滑动叶片机械的排量增加，所述传送腔的容积变化的总幅值增加，以及如果所述排量减小，所述总幅值减小。3．如权利要求l所述的方法，其中，在所述入口和出口压力之间的差增加时，所述传送腔的容积变化的总幅值增加，以及在所述差减小时，所述总幅值减小。4．如权利要求1所述的方法，其中，检测所述出口压力的波动，以及如果将所述传送腔与出口腔合并的时刻匹配于所述出口压力波动的上

Claims (48)

1.产生工作流体的无湍流流动的方法，包括

使转子滑动叶片机械的转子旋转；

在入口压力下以所述工作流体填充所述机械的入口腔；

通过与出口腔分离的传送腔内的叶片，所述工作流体以基本上不同于所述入口压力的出口压力从所述出口腔离开；

将所述传送腔中的所述工作流体传送到所述出口腔；

将所述传送腔与所述出口腔合并；以及

将工作流体移动至所述机械的所述出口腔，以及各传送腔包括至少一个容积可变的室并且在转子旋转角度的给定范围内从所述入口和出口腔分离，

其中，通过所述传送腔和所述容积可变的所述室的容积的变化，在所述传送的过程中传送腔内的工作流体的压力变化，从而到将所述传送腔与所述出口腔合并的时候所述压力变得基本上等于所述出口压力。

2.如权利要求1所述的方法，其中，如果所述转子滑动叶片机械的排量增加，所述传送腔的容积变化的总幅值增加，以及如果所述排量减小，所述总幅值减小。

3.如权利要求1所述的方法，其中，在所述入口和出口压力之间的差增加时，所述传送腔的容积变化的总幅值增加，以及在所述差减小时，所述总幅值减小。

4.如权利要求1所述的方法，其中，检测所述出口压力的波动，以及如果将所述传送腔与出口腔合并的时刻匹配于所述出口压力波动的上升侧，则在所述出口压力超过所述入口压力时，所述传送腔的容积变化的总幅值减小，以及在所述入口压力超过所述出口压力时，所述总幅值增加，

但是，如果所述时间时刻匹配于出口压力波动的下降侧，则在出口压力超过入口压力时，所述总幅值增加，以及在入口压力超过出口压力时，所述总幅值减小。

5.如权利要求1所述的方法，其中，在等于入口压力和出口压力之间的选定值的基准压力、与在转子旋转角度等于在从所述传送腔与所述入口腔分离的角度至所述传送腔与所述出口腔合并的角度的范围内选定的基准角度时当前传送腔内的压力之间正差的情况下，

在出口压力超过入口压力时，所述传送腔容积变化的总幅值增加，以及在入口压力超过出口压力时，所述总幅值减小，

但是，如果所述差是负的，在出口压力超过入口压力时，所述总幅值增加，以及在入口压力超过出口压力时，所述总幅值减小。

6.如权利要求5所述的方法，其中，对于各传送腔，在其与所述出口腔合并的时刻，存在检测到的出口压力波动，以及

如果所述时刻匹配于出口压力波动的上升侧，则在出口压力超过入口压力时，用于此传送腔的所述基准角被切换为更接近所述传送腔合并至所述出口腔的角度，以及在入口压力超过出口压力时，所述基准角被切换为更接近所述传送腔从所述入口腔分离的角度，

但是，如果所述时刻匹配于出口压力波动的下降侧，则在出口压力超过入口压力时，用于此传送腔的所述基准角被切换为更接近所述传送腔从所述入口腔分离的角度，以及在入口压力超过出口压力时，所述基准角被切换为更接近所述传送腔与所述出口腔合并的角度。

7.如权利要求1所述的方法，其中，在出口和入口压力之间的差增加时，所述转子旋转角度的范围增加，以及对于各传送腔的所述差减小时所述转子旋转角度的范围减小。

8.如权利要求1所述的方法，其中，在所述转子滑动叶片机械的排量增加时转子旋转角度的所述范围增加，以及对于各传送腔在所述排量减小时所述范围减小。

9.如权利要求7或8所述的方法，其中，对于各传送腔，通过所述传送腔与所述出口腔合并的转子旋转角度的变化，转子旋转角度的所述范围改变。

10.如权利要求7或8所述的方法，其中，对于各传送腔，通过所述传送腔与所述入口腔分离的转子旋转角度的变化，转子旋转角度的所述范围改变。

11.如权利要求1所述的方法，其中，传送腔的容积根据传送腔行进的角度的正弦函数变化。

12.如权利要求11所述的方法，其中，当后续传送腔中的至少一个从所述入口腔分离时，当前传送腔与所述出口腔合并，以及在所述当前传送腔与所述出口腔合并的时刻，通过补偿液流管在所述后续传送腔之一和所述出口腔之间产生工作流体的补偿流动。

13.如权利要求12所述的方法，其中，在当前后向的传送腔从出口腔分离的时刻，通过第二补偿液流管在所述后续传送腔之一和所述出口腔之间产生工作流体的第二补偿流动。

14.如权利要求12或13所述的方法，其中，在转子旋转速度增加时，所述补偿液流管的液流阻力减小，以及在所述速度减小时所述阻力增大。

15.如权利要求1所述的方法，其中，当工作流体从出口腔分离时，在与入口腔隔离的所述后向传送腔中，工作流体在所述后向传送腔中传送至入口腔，并且后向传送腔与入口腔合并，以及各后向传送腔具有各自的转子旋转角度范围，在所述范围中所述后向传送腔从出口和入口腔隔离，以及在所述传送的过程中，所述后向传送腔中工作流体的压力通过所述后向传送腔容积的变化而变化，从而所述压力到所述后向传送腔与所述入口腔合并的时刻基本上与入口压力相等。

16.如权利要求15所述的方法，其中，对于各后向传送腔，所述转子旋转角的所述范围在所述出口和入口压力之间的差增加时增大，以及在所述差减小时减小。

17.如权利要求15所述的方法，其中，对于各后向传送腔，所述转子旋转角的所述范围在所述转子滑动叶片机械的排量增大时减小，以及在所述排量减小时增大减小。

18.如权利要求16或17所述的方法，其中，对于各后向传送腔，所述转子旋转角的所述范围通过所述后向传送腔与所述入口腔结合时的转子旋转角的变化而改变。

19.如权利要求16或17所述的方法，其中，对于各后向传送腔，所述转子旋转角的所述范围通过所述后向传送腔从所述出口腔分开时的转子旋转角的变化而改变。

20.一种用于产生工作流体的无湍流流动的设备，包括带有入口(24)和出口(25)端口的壳体(1)，包括带有前向传送限制器(5)和后向传送限制器(22)的工作盖板(21)，

转子，在其工作部分(2)内带有叶片室(3)；在所述转子的工作部分(2)的工作面上加工有环形槽(23)，所述环形槽连接至叶片室(3)，所述叶片室带有在运动学上连接至安装在所述壳体(1)上的叶片驱动机械(63)的叶片(4)；

同时壳体(1)的工作盖板(21)与所述转子的工作部分(2)的所述工作表面滑动绝缘接触并且在环形槽(23)内形成工作室，

同时后向传送绝缘的转子装置与后向传送限制器(22)滑动绝缘接触以及前向传送绝缘的转子装置与前向传送限制器(5)滑动绝缘接触，包括彼此分离的叶片(4)液压地连接至入口端口(24)的入口腔(6)、液压地连接至出口端口(25)的出口腔(7)以及至少一个传送腔包括由环形槽(23)的所述表面限定的内—叶片腔，前向传送限制器(5)和两个邻近叶片(4)，

同时各传送腔(9)对应于在所述传送腔从入口(6)和出口(7)腔分离的转子旋转角的各自范围

其中，各传送腔(9)包括至少一个力室(10)连接至所述传送腔(9)的内-叶片腔(8)，同时所述力室在运动学上连接至容积变化装置，使得能够改变力室(10)在其处在连接至入口腔(6)的转子旋转角时的容积与所述相同力室(10)在其处在连接至出口腔(7)的另一转子旋转角时的容积之间的比例。

21.如权利要求20所述的设备，其中，所述转子带有支撑部分(13)，使得能够与所述转子的工作部分(2)同步地旋转，以及能够相对于它进行轴线运动和摆动，导致所述力室(10)的容积的变化，

同时所述容积变化的装置包括摇摆装置，使得能够相对于所述转子的工作部分(2)的旋转轴线摇摆所述转子的支撑部分(13)的旋转轴线。

22.如权利要求21所述的设备，其中，所述摇摆装置包括旋转式推力块(26)，所述转子的支撑部分(13)安装在所述旋转式推力块上。

23.如权利要求21所述的设备，其中，所述摇摆装置包括与所述转子的支撑部分(13)滑动绝缘接触的所述壳体的支撑盖板(30)。

24.如权利要求23所述的设备，其中，所述壳体(1)的支撑盖板(30)以及所述壳体的所述工作盖板(21)结合形成位于所述转子的工作部分(2)和支撑部分(13)之间的所述壳体的操作单元(33)。

25.如权利要求21所述的设备，其中，所述摇摆装置包括转换器，所述转换器适于将出口压力波动的幅值和相位转换成在运动学上连接至所述转子的支撑部分(13)的行程元件(28)的行程，使得能够通过所述元件(28)的行程改变所述转子的支撑部分(13)的旋转轴线的摇摆角。

26.如权利要求21所述的设备，其中，所述前向传送限制器(5)制造为可轴向运动，使得能够改变其突入环形槽(23)内的程度，同时所述摇摆装置制造为使得能够根据前向传送限制器(5)的轴向位置的变化而改变所述转子的支撑部分(13)的旋转轴线的摇摆角。

27.如权利要求21所述的设备，其中，所述摇摆装置包括转换器，所述转换器适于将入口腔(6)和出口腔(7)之间的压力差转换成在运动学上连接至所述转子的支撑部分(13)的行程元件(28)的行程，使得能够通过所述元件的行程改变所述转子的支撑部分(13)的旋转轴线的摇摆角。

28.如权利要求21所述的设备，其中，所述摇摆装置包括转换器，所述转换器适于将基准压力和在转子旋转角等于基准角时当前传送腔(9)内的压力之间的差转换成在运动学上连接至所述转子的支撑部分(13)的行程元件(28)的行程，使得能够通过所述元件的行程改变所述转子的支撑部分(13)的旋转轴线的摇摆角

29.如权利要求28所述的设备，其中，所述转换器包括控制阀(18)和液压致动器，使得通过控制阀(18)能够液压地连接至出口腔(7)以及液压地连接至传送腔(9)。

30.如权利要求29所述的设备，其中，所述液压致动器制造为差动双动作液压缸(15)并且所述行程元件制造为所述液压缸(15)的两个腔(16)和(17)之间的活塞(14)，同时所述液压缸(15)安装为使得能够通过控制阀(18)将液压缸(15)的第一腔(16)液压连接至从传送腔(9)以及将液压缸(15)的第二腔(17)液压连接至出口出口腔(7)。

31.如权利要求28所述的设备，其中，所述转换器包括控制阀(18)和液压致动器，使得通过控制阀(18)能够液压地连接至入口腔(7)以及液压地连接至传送腔(9)。

32.如权利要求31所述的设备，其中，所述液压致动器制造为差动双动作液压缸(15)并且所述行程元件制造为所述液压缸(15)的两个腔(16)和(17)之间的活塞(14)，同时所述液压缸(15)安装为使得能够通过控制阀(18)将液压缸(15)的第一腔(16)液压连接至从传送腔(9)以及将液压缸(15)的第二腔(17)液压连接至出口入口腔(6)。

33.如权利要求29-32中任一项所述的设备，其中，所述摇摆装置包括开启和关闭控制阀(18)，使得能够根据所述出口压力波动的幅值和相位而改变开启和关闭控制阀(18)。

34.如权利要求29-32中任一项所述的设备，其中，控制阀(18)制造为

滑阀选择器，其带有在壳体(1)上形成并且液压地连接至所述转换器的定子窗(38)以及在所述转子上形成的转子窗(39)使得各转子窗(39)能够液压地连接至定子窗(38)，同时各传送腔(9)液压地连接至一个转子窗。

35.如权利要求29-32中任一项所述的设备，其中，控制阀(18)制造为

滑阀选择器，其带有在壳体(1)上形成并且液压地连接至所述转换器的定子窗(38)以及在所述转子上形成的转子窗(39)使得各转子窗(39)能够液压地连接至定子窗(38)，同时各传送腔(9)液压地连接至一个转子窗(39)。

36.如权利要求21所述的设备，其中，叶片(4)与前向传送限制器(5)滑动绝缘接触并且使得能够将至少两个传送腔(9)从入口(6)和出口(7)腔隔离开，同时出口腔(7)通过带有补偿调节阀(42)的补偿液压通道(9)液压地连接至设置为能够液压地连接至传送腔(9)的补偿阀。

37.如权利要求36所述的设备，其中，所述补偿调节阀(42)设置有调节其流体阻力的装置。

38.如权利要求36所述的设备，其中，所述补偿阀设置为由分布通道(41)形成的滑阀选择器，所述分布通道(41)设置在前向传送限制器(5)内，能够液压地连接至传送腔(9)，且叶片(4)与分布通道(41)滑动绝缘接触且能够封闭分布通道(41)。

39.如权利要求36所述的设备，其中，壳体(1)包括支撑盖板(30)，所述支撑盖板(30)与所述转子的支撑部分(13)滑动绝缘接触，支撑腔(32)装备有绝缘装置并连接至传送腔(9)，同时所述补偿阀设置为滑阀选择器，所述滑阀选择器的形成通过设置在壳体的支撑盖板(30)内的分布通道(41)，分布通道(41)能够液压地连接至支撑腔(32)，以及通过支撑腔(32)的所述绝缘装置，所述绝缘装置与所述壳体的所述盖板(30)滑动绝缘接触且能够封闭分布通道(41)。

40.如权利要求36所述的设备，其中，所述补偿液压通道(19)包括至少一个补偿腔(20)，所述补偿腔通过至少一个所述补偿调节阀(42)从出口腔(7)分隔开。

41.如权利要求40所述的设备，其中，所述补偿器(20)设置有改变其容积的装置。

42.如权利要求20—24中任一项所述的设备，其中，出口腔(7)连接至通道(44)的一端，所述通道(44)的另一端设置为能够连接至传送腔(9)，同时所述通道(44)具有阀(43)使得能够解锁所述通道(44)。

43.如权利要求20—24中任一项所述的设备，其中，叶片(4)安装在叶片室(3)内能够在所述腔(9)和(7)之间压差的一个符号时将传送腔(9)从出口腔(7)隔离开，以及在所述压差为另一符号时不将所述腔(9)和(7)彼此隔离开。

44.如权利要求20—24、36—41中任一项所述的设备，其中，叶片驱动机构(63)设置为能够改变叶片(4)从入口腔(6)离开传送腔(9)的转子旋转角。

45.如权利要求20—24、36—41中任一项所述的设备，其中，入口腔(6)连接至通道(44)的一端，所述通道(44)的另一端设置为能够连接至传送腔(9)，同时所述通道(44)具有阀(43)使得能够关闭所述通道(44)。

46.如权利要求20—24、36—41中任一项所述的设备，其中，入口腔(6)连接至选择器开关(48)，所述选择器开关液压地连接至至少两个旁通通道(44)，所述旁通通道设置在所述机械的壳体(1)中能够液压连接至传送腔，同时所述选择器开关(48)设置为能够将旁通通道(44)与入口腔(6)连接，以及将旁通通道(44)从入口腔断开连接。

47.如权利要求20—46中任一项所述的设备，其中，与后向传送限制器(22)滑动绝缘接触的后向传送绝缘的转子装置设置为能够从入口(6)和出口(7)腔分离，至少一个后向传送腔(66)包括力室(10)，同时各后向传送腔(66)对应于所述后向传送腔(66)从入口(6)和出口(7)腔分离的转子旋转相应角度范围，以及入口腔(6)连接至通道(86)的一端，所述通道(86)的另一端设置为能够连接至后向传送腔(66)，以及所述通道(86)具有阀(43)使得能够解锁所述通道(86)。

48.如权利要求20—46中任一项所述的设备，其中，与后向传送限制器(22)滑动绝缘接触的后向传送绝缘的转子装置设置为能够从入口(6)和出口(7)腔分离，至少一个后向传送腔(66)包括力室(10)，同时各后向传送腔(66)对应于所述后向传送腔(66)从入口(6)和出口(7)腔分离的转子旋转相应角度范围，以及出口腔(7)连接至通道(86)的一端，所述通道(86)的另一端设置为能够连接至后向传送腔(66)，以及所述通道(86)具有阀(43)使得能够关闭所述通道(86)。

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