CN104500393A - 车用内齿轮式油泵 - Google Patents

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Abstract

一种车用内齿轮式油泵，包括主动齿轮、环形从动齿轮、泵室、壳体以及溢流通道。在所述车用内齿轮式油泵中，在旋转方向上，高压排出通道设置在低压排出通道的后方；并且溢流通道包括外周向槽或者内周向槽中的至少一个，其中，当预定液压腔全部位于高压排出通道与低压排出通道之间时，外周向槽从高压排出通道的沿旋转方向的前端面中的内周齿和外周齿的啮合位置的径向外侧沿周向在旋转方向上向前延伸，且外周向槽的末端部与预定液压腔连通，并且，内周向槽从高压排出通道的沿旋转方向的前端面中的内周齿和外周齿的啮合位置的径向内侧沿周向在旋转方向上向前延伸，且内周向槽的末端部与预定液压腔连通。

Description

车用内齿轮式油泵
本申请是申请人“丰田自动车株式会社；爱信艾达株式会社；株式会社捷太格特；丰兴工业株式会社”于2011年6月17日提交(进入国家阶段的日期为2012年12月10日)的、申请号为201180028536.9(PCT/IB2011/001367)、名称为“车用内齿轮式油泵”的发明专利申请的分案申请。
技术领域
本发明涉及一种具有高压排出通道和低压排出通道的车用内齿轮式油泵。更具体地，本发明涉及一种用于减小高压力排出侧的容积效率的技术。
背景技术
日本专利申请公报No.2009-127569(JP-A-2009-127569)描述了一种车用内齿轮式油泵，其具有：主动齿轮，其具有外周齿且设置为能够绕轴线旋转；环形从动齿轮，其设置为能够绕从所述轴线偏移的偏移轴线旋转，并且通过该从动齿轮可旋转地驱动；泵室，其容置从动齿轮和主动齿轮；以及壳体，其具有高压排出通道和低压排出通道，高压排出通道和低压排出通道以沿周向彼此分开预定距离的方式通向泵室的侧表面，以从泵室内排出流体(即，油)。在该车用内齿轮式油泵中，通过内周齿和外周齿之间的啮合间隙沿周向形成的多个液压腔随着主动齿轮和从动齿轮的旋转而在预定旋转方向上运动，使得在液压腔的容积减小的过程中，液压腔依次与高压排出通道和低压排出通道连通。
通过液压压力调节装置、例如设置在低压排出通道的下游侧的调节器，低压排出通道中的液压流体在与高压排出通道中的液压流体合流以及维持在低液压压力之间切换，低液压压力相比较而言低于高液压压力排出通道中的液压压力。此外，如果所消耗的相对较高压力的液压流体的量通过单独从高压排出通道排出的量满足(即，不超过单独从高压排出通道排出的量)，则低压排出通道中的液压流体维持在低液压压力并且用于例如润滑或者冷却等。此外，如果所消耗的相对较高压力的液压流体的量未通过单独从高压排出通道排出的量满足(即，超过单独从高压排出通道排出的量)，则低压排出通道中的液压流体与高压排出通道中的液压流体合流以及攻击至液压压力回路。
此外，JP-A-2009-127569中描述的车用内齿轮式油泵包括形成在泵室的侧表面中的溢流槽，使得当多个液压腔中的预定液压腔整体位于高压排出通道和低压排出通道之间时，该预定液压腔与低压排出通道连通。因此，当预定液压腔经过高压排出通道与低压排出通道之间时，预定液压腔中的压力开始升高，该预定液压腔中的液压流体经由溢流槽溢出至低压排出通道中。因此，能够防止封闭的该液压腔中的液压压力由于该液压腔的容积减小而突然升高，因此能够防止油泵的驱动扭矩由于该液压腔中的液压压力的增大而增大。
附加地，通过上述车用内齿轮式油泵，当低压排出通道中的液压压力维持在低液压压力、以及预定液压腔通过高压排出通道和低压排出通道之间时，该预定液压腔中的液压流体经由溢流槽溢出至低压排出通道中，所以预定液压腔中的液压压力值减小至低液压压力或者该低液压压力附近的压力。结果，流体在内周齿和外周齿之间(即，末端间隙)流动，并从高液压压力排出通道进入预定液压腔，即，由于预定液压腔中的液压压力值与相邻于该预定液压腔并且连通于高液压压力排出通道的液压腔中的液压压力值之间的差，而产生漏油。结果，会降低高压力排出侧的容积效率。
发明内容
因此，本发明提供一种车用内齿轮式油泵，其能够抑制高压力排出侧的容积效率的减小，同时防止液压腔中的液压压力的突然升高。
本发明的一个方面涉及一种车用内齿轮式油泵，包括：主动齿轮，其具有外周齿并且设置成能够绕轴线旋转；环形从动齿轮，其具有与主动齿轮的外周齿啮合的内周齿并且设置成能够绕从所述轴线偏移的偏移轴线旋转，并且从动齿轮通过主动齿轮可旋转地被驱动；泵室，从动齿轮和主动齿轮容置在泵室内；以及壳体，其具有高压排出通道和低压排出通道，高压排出通道和低压排出通道以沿周向彼此分开预定距离的方式通向泵室的侧表面，以将流体从泵室内排出，主动齿轮和从动齿轮旋转时，通过内周齿和外周齿之间的啮合间隙沿周向形成的多个液压腔沿预定旋转方向运动，并且，在液压腔的容积减小的过程中，液压腔与高压排出通道和低压排出通道连通。该车用内齿轮式油泵还包括：溢流通道，其在泵室的侧表面中形成为在多个液压腔中的预定液压腔全部位于高压排出通道和低压排出通道之间时，使预定液压腔与高压排出通道连通。
根据该方面的油泵，溢流通道设置为形成在泵室的侧表面中，以在多个液压腔中的预定液压腔全部位于高压排出通道和低压排出通道之间时，使预定液压腔与高压排出通道连通。因此，当低压排出通道内的液压压力减小至预定低液压压力、并且预定液压腔经过高压排出通道和低压排出通道之间时，预定液压腔内的液压压力经由溢流通道溢出至高压排出通道，所以预定液压腔内的液压压力值维持在与高压排出通道相同的预定高液压压力。因此，预定液压腔内的液压压力值和相邻于该预定液压腔并且连通于高压排出通道的液压腔内的液压压力值将不增大，所以抑制了流体从高压排出通道经由内周齿和外周齿之间的空间(即，顶部间隙)流入预定液压腔。结果，能够抑制高压力排出侧的容积效率减小，同时防止液压腔内的液压压力突然增大。
此外，在上述车用内齿轮式油泵中，在旋转方向上，高压排出通道可以设置在低压排出通道的后方，溢流通道可以包括外周向槽或者内周向槽中的至少一个，其中，当预定液压腔全部位于高压排出通道与低压排出通道之间时，外周向槽从高压排出通道的沿旋转方向的前端面中的内周齿和外周齿的啮合位置的径向外侧沿周向在旋转方向上向前延伸，且外周向槽的末端部与预定液压腔连通，内周向槽从高压排出通道的沿旋转方向的前端面中的内周齿和外周齿的啮合位置的径向内侧沿周向在旋转方向上向前延伸，且内周向槽的末端部与预定液压腔连通。
根据该结构，在旋转方向上，高压排出通道设置在低压排出通道的后方。此外，溢流通道通过外周向槽或者内周向槽中的至少一个形成，其中，当多个液压腔中的预定液压腔整体位于高压排出通道与低压排出通道之间时，外周向槽从高压排出通道的沿旋转方向的前端面中的内周齿和外周齿的啮合位置的径向外侧沿周向在旋转方向上向前延伸，且外周向槽的末端部与预定液压腔连通，内周向槽从高压排出通道的沿旋转方向的前端面中的内周齿和外周齿的啮合位置的径向内侧沿周向在旋转方向上向前延伸，且内周向槽的末端部与预定液压腔连通。因此，即使当沿周向彼此相邻从而将内周齿和外周齿的啮合位置夹在中间的液压腔通过内周齿和外周齿的啮合而维持在预定油密状态时，在预定液压腔经过高压排出通道和低压排出通道之间时，预定液压腔内的液压压力也能够经由外周向槽或者内周向槽溢出至高压排出通道。
此外，根据第一方面的车用内齿轮式油泵，在旋转方向上，高压排出通道可以设置在低压排出通道的前方，溢流通道可以包括外周向槽或者内周向槽中的至少一个，其中，当预定液压腔全部位于低压排出通道与高压排出通道之间时，外周向槽从高压排出通道的沿旋转方向的后端面中的内周齿和外周齿的啮合位置的径向外侧沿周向在旋转方向上向后延伸，且外周向槽的末端部与预定液压腔连通，内周向槽从高压排出通道的沿旋转方向的后端面中的内周齿和外周齿的啮合位置的径向内侧沿周向在旋转方向上向后延伸，且内周向槽的末端部与预定液压腔连通。
根据该结构，在液压腔的旋转方向上，高压排出通道设置在低压排出通道的前方。此外，溢流通道通过外周向槽或者内周向槽中的至少一个形成，其中，当多个液压腔中的预定液压腔整体位于高压排出通道与低压排出通道之间时，外周向槽从高压排出通道的沿旋转方向的后端面中的内周齿和外周齿的啮合位置的径向外侧沿周向在旋转方向上向后延伸，且外周向槽的末端部与预定液压腔连通，内周向槽从高压排出通道的沿旋转方向的后端面中的内周齿和外周齿的啮合位置的径向内侧沿周向在旋转方向上向后延伸，且内周向槽的末端部与预定液压腔连通。因此，即使当沿周向彼此相邻从而将内周齿和外周齿的啮合位置夹在中间的液压腔通过内周齿和外周齿的啮合而被维持在预定的油密状态时，在预定液压腔经过高压排出通道和低压排出通道之间时，预定液压腔内的液压压力也能够经由外周向槽或者内周向槽溢出至高压排出通道。
在上述车用内齿轮式油泵中，高压排出通道可以包括形成在泵体中的第一高压排出通道，低压排出通道可以包括形成在泵体中的第一低压排出通道，高压排出通道可以包括形成在泵盖中的第二高压排出通道，并且低压排出通道可以包括形成在泵盖中的第二低压排出通道。
本发明的第二方面涉及一种壳体，其包括上述泵体和泵盖。
本发明的第三方面涉及一种车用内齿轮式油泵，包括：主动齿轮，所述主动齿轮具有外周齿并且设置成能够绕轴线旋转；环形从动齿轮，所述环形从动齿轮具有与所述主动齿轮的所述外周齿啮合的内周齿，且设置成能够绕从所述轴线偏移的偏移轴线旋转，并且由所述主动齿轮可旋转地驱动；泵室，所述从动齿轮和所述主动齿轮容置在所述泵室内；以及壳体，所述壳体具有高压排出通道和低压排出通道，所述高压排出通道和所述低压排出通道以沿周向彼此分开预定距离的方式通向所述泵室的侧表面，以将流体从所述泵室内排出，其中，当所述主动齿轮和所述从动齿轮旋转时，通过所述内周齿和所述外周齿之间的啮合间隙沿周向形成的多个液压腔沿预定旋转方向运动；并且在所述液压腔的容积减小的过程中，所述液压腔与所述高压排出通道和所述低压排出通道连通，所述车用内齿轮式油泵还包括：溢流通道，所述溢流通道形成在所述泵室的侧表面中，以在多个所述液压腔中的预定液压腔全部位于所述高压排出通道和所述低压排出通道之间时，使所述预定液压腔与所述高压排出通道连通，其中，在所述旋转方向上，所述高压排出通道设置在所述低压排出通道的后方；并且所述溢流通道包括外周向槽或者内周向槽中的至少一个，其中，当所述预定液压腔全部位于所述高压排出通道与所述低压排出通道之间时，所述外周向槽从所述高压排出通道的沿所述旋转方向的前端面中的所述内周齿和所述外周齿的啮合位置的径向外侧沿周向在所述旋转方向上向前延伸，且所述外周向槽的末端部与所述预定液压腔连通，并且，所述内周向槽从所述高压排出通道的沿所述旋转方向的所述前端面中的所述内周齿和所述外周齿的所述啮合位置的径向内侧沿周向在所述旋转方向上向前延伸，且所述内周向槽的末端部与所述预定液压腔连通。
附图说明
本发明示例性实施方式的特征、优点及技术工业重要性将在下文参照附图进行描述，附图中相同的附图标记指示相同的元件，以及附图中：
图1是根据本发明第一示例性实施方式的车用动力传输设备的一部分的截面图；
图2是沿图1中的II-II线截取的截面的截面图，并且示出了液压腔与第一高压排出通道通过第一溢流通道连通的状态；
图3是沿图1中的III-III线截取的截面的截面图，并且示出了液压腔与第二高压排出通道通过第二溢流通道连通的状态；
图4是绕液压腔的轴线的旋转角度与该液压腔的容积之间的关系的视图；
图5是示出了液压控制回路的结构的一个示例的框架格式的视图，液压压力从油泵的每个排出通道供给至该液压控制回路；
图6是主动齿轮的旋转速度与每个排出通道的排出量和液压压力值之间的关系的视图；
图7是对应于图2的油泵截面图，并且图7示出了液压腔与高压排出通道和低压排出通道断开的状态；
图8是根据本发明第二示例性实施方式的油泵的截面图，并且图8对应于第一示例性实施方式的图2；
图9是根据本发明第二示例性实施方式的油泵的截面图，并且图9对应于第一示例性实施方式的图3；并且
图10是对应于图8的油泵截面图，并且图10示出了液压腔与高压排出通道和低压排出通道断开的状态。
具体实施方式
下面，将参照附图详细描述本发明第一示例性实施方式。附加地，下文示例性实施方式中描述的附图已经酌情进行了简化和修改，所以各部分的比例以及形状等并非总是精确地进行描绘。
图1是根据本发明第一示例性实施方式的车用动力传输设备10的一部分的截面图。如图1所示，该车用动力传输设备10包括变矩器14和自动变速器16，变矩器14连接至用作运动驱动源的发动机的曲轴12，自动变速器16连接至该变矩器14。变矩器14和自动变速器16容置在固定至发动机的圆筒状外壳18中。来自发动机的扭矩输出分别经由变矩器14和自动变速器16传输至驱动轮(未示出)。
变矩器14是公知的液压动力传输装置，其包括泵叶轮20、涡轮24和定子28，泵叶轮20连接至发动机的曲轴12，涡轮24连接至自动变速器16的输入轴22，定子28被单向离合器26防止沿一个方向旋转；并且变矩器14经由流体在泵叶轮20与涡轮24之间传输动力。
自动变速器16设置有公知的变速机构30，变速机构30具有：设置在输入轴22与未示出的输出轴之间的多个行星齿轮组；和多个液压摩擦接合装置，通过将行星齿轮组的结构元件选择性地联接在一起或者将所述结构元件选择性地联接至非旋转构件，所述多个液压摩擦接合装置切换输入轴22与输出轴之间的转速比。此外，自动变速器16设置有公知的液压控制回路34和油泵36。液压控制回路34容置在固定至圆筒状外壳18的下部的油底壳32中，并且通过调整变速机构30的多个液压摩擦接合装置的接合程度来执行自动变速器16的换档控制，所述调整通过调节供给至这些液压摩擦接合装置的液压压力实现。油泵36设置在变矩器14和变速机构30之间，并且用于抽取已经流回油底壳32的液压流体，而且将所述液压流体传送至例如液压控制回路34和变速机构30等。该油泵36对应于本发明的车用内齿轮式油泵。
图2是沿图1中的II-II线截取的截面的截面图，图3是沿图1中的III-III线截取的截面的截面图。如图1至图3所示，油泵36是所谓的内齿轮式油泵，其包括壳体40、主动齿轮46、以及环形从动齿轮52。壳体40在变矩器14与自动变速器16之间固定至形成在圆筒状外壳18的内周表面上的阶梯状端面38。主动齿轮46具有11个外周齿42，并且与圆筒状泵轴44的末端部的从泵叶轮20的内周端部沿轴线(一个轴向中心)C1的方向伸出的多个爪部44a接合，并且以能够与泵轴44一起绕轴线C1旋转的方式容置在壳体40内。环形从动齿轮52具有：和外周齿42啮合的12个内周齿48；和圆筒状外周表面50，并且环形从动齿轮52以能够绕从轴线C1偏移的偏移轴线C2旋转的方式容置在壳体40内且由主动齿轮46可旋转地驱动。
主动齿轮46的外周齿42和环形从动齿轮52的内周齿48在下侧彼此啮合，如图2所示。此外，主动齿轮46通过泵轴44沿由图2中的箭头a指示的旋转方向绕轴线C1可旋转地驱动，环形从动齿轮52通过主动齿轮46沿由图2中的箭头a指示的旋转方向绕偏移轴线C2可旋转地驱动。主动齿轮46与环形从动齿轮52旋转时，在以下任一状态下，外周齿42比内周齿48在旋转方向上运动地更快：或者外周齿42与内周齿48可滑动地接触，或者外周齿42与沿旋转方向在前的相邻内周齿48之间具有预定的微小间隙。此外，当如图2所示与内周齿48在下侧啮合的外周齿42绕轴线C1旋转时，外周齿42与沿旋转方向在所述内周齿48前方以及与所述内周齿48相邻的内周齿48相啮合。
在图2和图3中，当主动齿轮46与环形从动齿轮52旋转时，通过外周齿42与内周齿48之间的啮合间隙沿周向形成的多个(本示例性实施方式中为11个)液压腔54沿旋转方向运动。图4是指定的液压腔54绕轴线C1的旋转角θ与该液压腔54的容积V之间的关系的视图。在图4中，横轴上示出的液压腔54的0°(360°)的旋转角θ表示位于图2中下侧的外周角42和内周角48相啮合的周向位置。如图4所示，液压腔54从旋转角θ为0°的周向位置沿旋转方向运动时，液压腔的容积V增大，且当液压腔54位于旋转角θ为180°的周向位置时，液压腔的容积V最大。而且，如图4所示，液压腔54从旋转角θ为180°的周向位置沿旋转方向运动时，液压腔的容积V减小，且当液压腔54位于旋转角θ为360°的周向位置时，液压腔的容积V最小。
壳体40包括泵室58、第一引入通道64和第二引入通道66、第一高压排出通道68和第一低压排出通道70、以及第二高压排出通道72和第二低压排出通道74。泵室58容置从动齿轮52和主动齿轮46并且具有圆筒状内周表面56，内周表面56与环形从动齿轮52的外周表面50配合在一起。第一引入通道64和第二引入通道66分别向位于泵室58的变矩器14侧的侧表面60(见图2)和位于泵室58的变速机构30侧的侧表面62(见图3)敞开，以将流体抽入泵室58。如图2所示，第一高压排出通道68和第一低压排出通道70均以沿周向彼此分开预定距离的方式通向泵室58的侧表面60，以从泵室58内排出流体。如图3所示，第二高压排出通道72和第二低压排出通道74均以沿周向彼此分开预定距离的方式通向泵室58的侧表面62，以从泵室58内排出流体。这些通道的敞开边缘由图2和图3中的实线或者虚线示出。
在液压腔54的容积V随着液压腔54沿旋转方向运动而增大的周向范围中、即在例如如图4所示在液压腔54的旋转角θ为0°至180°(含0°、180°)内的旋转角θ为12°至178°(含12°、178°)的预定引入区中，第一引入通道64和第二引入通道66向泵室58敞开。因此，当液压腔54随着主动齿轮46和环形从动齿轮52旋转而沿旋转方向运动时，在液压腔54的容积V增大的过程中，液压腔54变为与第一引入通道64和第二引入通道66连通。
在液压腔54的容积V随着液压腔54沿旋转方向运动而减小的周向范围中、即在例如如图4所示在液压腔54的旋转角θ为180°至360°(含180°、360°)的排出区内的旋转角θ为205°至252°(含205°、252°)的第一排出区中，第一高压排出通道68和第二高压排出通道72向泵室58敞开。因此，当液压腔54随着主动齿轮46和环形从动齿轮52的旋转而沿旋转方向运动时，在液压腔54减小的过程的第一半部分中，液压腔54变为与第一高压排出通道68和第二高压排出通道72连通。
在液压腔54的容积V随着液压腔54沿旋转方向运动而减小的周向范围中、即在例如如图4所示液压腔54的旋转角θ为180°至360°(含180°、360°)的排出区内的旋转角θ为285°至347°(含285°、347°)的第二排出区中，第一低压排出通道70和第二低压排出通道74向泵室58敞开。因此，当液压腔54随着主动齿轮46和环形从动齿轮52旋转而沿旋转方向运动时，在液压腔54的容积V减小的过程的最后半部分中，液压腔54变为与第一低压排出通道70和第二低压排出通道74连通。
第一高压排出通道68和第二高压排出通道72沿旋转方向设置在第一低压排出通道70和第二低压排出通道74之后。此处，第一高压排出通道68和第一低压排出通道70设置成使得，当液压腔54沿旋转方向运动时，状态从液压腔54与第一高压排出通道68连通的状态变为液压腔54与第一高压排出通道68和第一低压排出通道70两者断开的状态，随后变为液压腔54与第一低压排出通道70连通的状态。对于第二高压排出通道72和第二低压排出通道74也是这样。
此外，如图2和图3所示，壳体40包括第一溢流通道76和第二溢流通道78，第一溢流通道76设置在泵室58的侧表面60上，第二溢流通道78设置在泵室58的侧表面62上。第一溢流通道76设计成，当多个液压腔54中的预定液压腔54a全部位于第一高压排出通道68的开口与第一低压排出通道70的开口之间、因此不与所述排出通道连通时，使预定液压腔54a与第一高压排出通道68连通。类似地，第二溢流通道78设计成，当预定液压腔54a全部位于第二高压排出通道72的开口与第二低压排出通道74的开口之间、因此不与所述排出通道连通时，使预定液压腔54a与第二高压排出通道72连通。液压腔54中的预定液压腔54a指由壁表面79(见图2)和壁表面80(见图3)从轴线C1的方向夹在之间的油密的瞬时腔，壁表面79位于第一高压排出通道68的开口与第一低压排出通道70的开口之间，壁表面80位于第二高压排出通道72的开口与第二低压排出通道74的开口之间。
如图2所示，第一溢流通道76由第一外周向槽81和第一内周向槽82形成，其中，当预定液压腔54a全部位于第一高压排出通道68与第一低压排出通道70之间时，第一外周向槽81从啮合位置X的迹线K的径向外侧沿周向在旋转方向上向前延伸，啮合位置X是第一高压排出通道68的在旋转方向上的前端面68a的位于内周齿48和外周齿42之间的最靠近的接近点或者接触点，第一外周向槽81的末端部与预定液压腔54a连通，第一内周向槽82从前端面68a的内周齿48与内周齿42的啮合位置X的迹线K的径向内侧沿周向在旋转方向上向前延伸，第一内周向槽82的末端部与预定液压腔54a连通。
如图3所示，第二溢流通道78通过第二外周向槽84和第二内周向槽86形成，其中，当预定液压腔54a全部位于第二高压排出通道72与第二低压排出通道74之间时，第二外周向槽84从啮合位置X的迹线K的径向外侧沿周向在旋转方向上向前延伸，啮合位置X是第二高压排出通道72的在旋转方向上的前端面72a的位于内周齿48和外周齿42之间的最靠近的接近点或者接触点，第二外周向槽84的末端部与预定液压腔54a连通，第二内周向槽86从前端面72a的内周齿48与内周齿42的啮合位置X的迹线K的径向内侧沿周向在旋转方向上向前延伸，第二内周向槽86的末端部与预定液压腔54a连通。
此处，壳体40具有泵体92和泵盖98，如图1所示。泵体92在与圆筒状外壳18的圆筒状内周表面88配合在一起时通过多个螺栓90固定。泵盖98在配合在插入孔94的内部时通过多个螺栓96固定，所述插入孔94形成为浅形并且在泵体92的变速机构30侧的端部表面中具有相对较大的直径。圆筒状内周表面56是形成在插入孔94的底部表面上的封闭端圆筒状孔的内周表面。此外，泵室58的侧表面60是封闭端圆筒状孔的底部表面，侧表面62是位于泵盖98的泵体92侧的端部表面。泵室58通过由封闭端圆筒状孔和泵盖98的位于泵体92侧的端部表面围成的空间形成。圆筒状定子轴100的一个端部经由单向离合器26连接至定子28，定子轴100的另一端与泵盖98的内周表面一体地配合在一起。自动变速器16的输入轴22设置成在定子轴100的内轴侧穿过定子轴100。
图2和图3所示的第一引入通道64、第一高压排出通道68、和第一低压排出通道70形成在泵体92中。此外，第二引入通道66、第二高压排出通道72、和第二低压排出通道74形成在泵盖98中。另外，第一引入通道64和第二引入通道66连接在一起并且经由过滤器104和形成在圆筒状外壳18中的第一通道102与油底壳32内的储油空间连通，如图1所示。
图5是示出了液压控制回路34的结构的一个示例的框架格式的视图，液压压力从油泵36的每个排出通道供给至该液压控制回路34。图5中，油泵36的第一高压排出通道68和第二高压排出通道72连接在一起，并且还经由例如形成在圆筒状外壳18中并且连接至液压致动设备112的第二通道106连接至设置在液压控制回路34内的例如公知的减压式调节器108的第一输入口116，该液压致动设备112包括例如变速机构30的多个液压摩擦接合装置等。此外，油泵36的第一低压排出通道70和第二低压力通道74连接在一起，并且经由例如形成在圆筒状外壳18中的第三通道114连接至液压控制回路34的调节器108的第二输入口110。
供给至液压致动设备112的液压流体的液压压力值利用调节器108通过调整液压流体的减压量进行调节。更具体地，当主动齿轮46的转速N等于或者小于预先设定的预定转速N1、并且从高压排出通道排出的液压流体的液压压力值、即高压力口液压压力值Pp1等于或小于预先设定的预定高压力值Pp高，则供给至液压致动设备112的液压流体在当前液压压力值下使用，如图6的下部中所示。当转速N大于预定转速N1并且高压力口液压压力至Pp1即将超过高液压压力至Pp高时，供给至液压致动设备112的液压流体被调节器108调节至高液压压力值Pp高并且随后被使用。此处，图6的上部示出了来自油泵36的排出通道的液压流体的排出量Q。如图6所示，从第一高压排出通道68和第二高压排出通道72排出的液压流体的总排出量、即高压力口排出量Q1与主动齿轮46的转速N成比例。
此外，当主动齿轮46的转速N小于预先设定的预定转速N2时，调节器108的第二输入口110封闭以增大从第一低压排出通道70和第二低压排出通道74供给至第三通道114的压力，使得该压力变得大于第二通道106内的液压压力值。响应于此，从第一低压排出通道70和第二低压排出通道74供给至第三通道114的液压流体经由设置在第三通道114和第二通道106之间的单向阀118供给至第二通道106，并且用于操作液压致动设备112。预定转速N2是如下转速范围内的最小转速：在该转速范围下，由液压制动设备112消耗的相对较高压力的液压流体的必要消耗量Q’由高压力口排出量Q单独满足。此外，当转速N等于或者大于预定转速N2时，从第一低压排出通道70和第二低压排出通道74供给至第三通道114的液压流体通过调节器108维持在预先设定的预定低液压压力值Pp低。附加地，如图6的上部所示，从第一低压排出通道70和第二低压排出通道74排出的液压流体的总排出量、即低压力口排出量Q2与主动齿轮46的转速N成比例。
在油泵36具有上述结构的情况下，当主动齿轮46和环形从动齿轮52沿旋转方向旋转时，油底壳32中储存的流体被抽吸经过滤器104和第一通道102而被抽至液压腔54中，该液压腔54运动经过容积V增大的周向范围。此外，已经被抽入并被加压的流体从在容积V减小的周向范围内运动经过第一高压排出通道68和第二高压排出通道72敞开的周向范围的液压腔54经由第二通道106传送至液压控制回路34。此外，已经被抽入并被加压的流体从在容积V减小的周向范围内运动经过第一低压排出通道70和第二低压排出通道74敞开的周向范围的液压腔54经由第三通道114传送至液压控制回路34。
此处，当预定液压腔54a沿旋转方向运动并且该预定液压腔54a在第一高压排出通道68和第一低压排出通道70之间(以及在第二高压排出通道72和第二低压排出通道74之间)经过时，状态从预定液压腔54a与第一高压排出通道68和第二高压排出通道72直接连通的状态变为如图2和图3所示预定液压腔54a与第一高压排出通道68和第二高压排出通道72分别经由第一溢流通道76和第二溢流通道78连通的状态，随后变为如图7所示预定液压腔54a与高压排出通道和低压排出通道断开的状态，并且随后变为预定液压腔54a变成与第一低压排出通道70和第二低压排出通道74连通的状态。
如图2和图3所示，当预定液压腔54a与第一高压排出通道68和第二高压排出通道72分别经由第一溢流通道76和第二溢流通道78连通时，预定液压腔54a内的液压压力值维持为与第一高压排出通道68和第二高压排出通道72内的液压压力值相同。此时，预定液压腔54a内的液压压力值与预定液压腔54b内的液压压力值大致相同，预定液压腔54b与预定液压腔54a相邻且在旋转方向上位于预定液压腔54a后方，并且预定液压腔54b与第一高压排出通道68和第二高压排出通道72连通。因此，抑制了流体从预定液压腔54b经由在预定液压腔54a和预定液压腔54b之间啮合且限定所述腔的内周齿48和外周齿42之间的最靠近的接近点或者接触点(即，末端间隙)流入预定液压腔54a。
附加地，一个典型的油泵未构造第一溢流通道76和第二溢流通道78，相反具有形成在泵室58的侧表面60上的第一溢流槽以及形成在泵室58的侧表面62上的第二溢流槽，使得当预定液压腔54a全部位于第一高压排出通道68与第一低压排出通道70之间时，预定液压腔54a与第一低压排出通道70和第二低压排出通道74两者连通。通过这种油泵，当第一低压排出通道70内的液压压力和第二低压排出通道74内的液压压力减小至预定低液压压力值Pp低、并且预定液压腔54a经过第一高压排出通道68与第一低压排出通道70之间时，预定液压腔54a内的液压压力经由第一溢流槽溢出至第一低压排出通道70中以及经由第二溢流槽溢出至第二低压排出通道74中，所以预定液压腔54a内的液压压力值减小至预定低液压压力值Pp低附近。因此，由于预定液压腔54a内的液压压力值与相邻于预定液压腔54a的预定液压腔54b内的液压压力值之间增大的差，所以流体流过内周齿48和外周齿42之间的最靠近的接近点或者接触点(即，末端间隙)，随后从第一高压排出通道68和第二高压排出通道72经由预定液压腔54b流动至预定液压腔54a中。结果，如图6的上部中的虚线所示，高压力口排出量Q3与低压力口排出量Q4的分配比改变，使得高压力排出侧的容积效率减小，这是有问题的。此外，高压力口排出量Q3减小，并且通过高压力口排出量Q3单独满足预定必要消耗量Q’时的最小转速N增大，将低压力口液压压力值Pp3切换至预定低液压压力值Pp低的切换转速增加至预定转速N3。结果，用于减小油泵的驱动扭矩的低压力排出液压通道的液压压力值的切换性能可能降低。
附加地，在结构既未设置第一溢流通道76和第二溢流通道78、也未设置在相关油泵中设置的第一溢流槽和第二溢流槽的情况下，当液压腔54在第一高压排出通道68与第一低压排出通道70之间运动时、即当液压腔54的旋转角θ如图4所示在第一排出区与第二排出区之间的相对较大的预定旋转角范围内时，液压腔54封闭，所以如由图4中虚线所示，液压腔54内的液压压力值P2突然增大，结果油泵的驱动扭矩可能终止增大。相对于此，通过本示例性实施方式的油泵36，当液压腔54的旋转角θ位于第一排出区与第二排出区之间时，在第一排出区与第二排出区之间的大部分，液压腔54与第一高压排出通道68和第二高压排出通道72分别经由第一溢流通道76和第二溢流通道78连通，所以液压腔液压压力值P1保持大致恒定，如由图4中实线所示。本示例性实施方式中的第一溢流通道76和第二溢流通道78用作防止当液压腔54在第一高压排出通道68和第一低压排出通道70之间运动时、液压腔54内的压力突然增大的溢流槽。
如上所述，根据本示例性实施方式的油泵36，第一溢流通道76设置成形成在泵室58的侧表面60上，第二溢流通道78设置成形成在泵室58的侧表面62上，从而当预定液压腔54a全部位于第一高压排出通道68和第一低压排出通道70之间时，使泵室54a分别与第一高压排出通道68和第二高压排出通道72连通。因此，当第一低压排出通道70内的液压压力和第二低压排出通道74内的液压压力减小至预定低液压压力至Pp低、并且预定液压腔54a经过第一高压排出通道68与第一低压排出通道70之间时，预定液压腔54a内的液压压力分别经由第一溢流通道76和第二溢流通道78溢出至第一高压排出通道68和第二高压排出通道72，所以预定液压腔54a内的液压压力值维持为与第一高压排出通道68内的液压压力值和第二高压排出通道72内的液压压力值相同。因此，预定液压腔54a内的液压压力值与预定液压腔54b内的液压压力值之间的差将不会增大，预定液压腔54b与预定液压腔54a相邻并且预定液压腔54b与第一高压排出通道68和第二高压排出通道72连通，所以抑制了流体从第一高压排出通道68和第二高压排出通道72经由内周齿48和外周齿42之间的最靠近的接近点或者接触点(即，末端间隙)流动至预定液压腔54a中。结果，能够抑制高压力排出侧的容积效率减小，同时防止液压腔54内的液压压力突然增大。
此外，根据本示例性实施方式的油泵36，第一高压排出通道68和第二高压排出通道72在旋转方向上设置在第一低压排出通道70和第二低压排出通道74后方。此外，第一溢流通道76由第一外周向槽81和第一内周向槽82形成，其中，当预定液压腔54a全部位于第一高压排出通道68与第一低压排出通道70之间时，第一外周向槽81从第一高压排出通道68的沿旋转方向的前端面68a的内周齿48和外周齿42的啮合位置X的迹线K的径向外侧沿周向在旋转方向上向前延伸，第一外周向槽81的末端部与预定液压腔54a连通，第一内周向槽82从前端面68a的内周齿48和外周齿42的啮合位置X的迹线K的径向内侧沿周向在旋转方向上向前延伸，第一内周向槽82的末端部与预定液压腔54a连通。第二溢流通道78由第二外周向槽84和第二内周向槽86形成，其中，当预定液压腔54a全部位于第二高压排出通道72与第二低压排出通道74之间时，第二外周向槽84从第二高压排出通道72的在旋转方向上的前端面72的、内周齿48和外周齿42的啮合位置X的迹线K的径向外侧沿周向在旋转方向上向前延伸，第二外周向槽84的末端部与预定液压腔54a连通，第二内周向槽86从前表面72a的、内周齿48和外周齿42的啮合位置X的迹线K的径向内侧沿周向在旋转方向上向前延伸，第二内周槽86的末端部与预定液压腔54a连通。因此，即使当预定液压腔54a和预定液压腔54b通过内周齿48和外周齿42的啮合维持在预定油密状态、其中预定液压腔54b与预定液压腔54a沿周向相邻从而将内周齿48和外周齿42的啮合位置X夹在中间时，当预定液压腔54a通过第一高压排出通道68与第一低压排出通道70之间时，预定液压腔54a内的液压压力也能够分别经由第一溢流通道76和第二溢流通道78溢出至第一高压排出通道68和第二高压排出通道72。
接下来，将描述本发明的第二示例性实施方式。附加地，在该第二示例性实施方式的下文描述中，与上述第一示例性实施方式中的部分重复的部分将通过相同的附图标记指示，并省略这些部分的描述。
图8和图9是根据本发明第二示例性实施方式的油泵200的截面图，图8和图9分别对应于第一示例性实施方式的图2和图3。图8是沿图1中II-II线截取的截面的截面图并且与图1通用，图8中的截面是整体油泵200的截面图，图9是沿图1中III-III线截取的截面的截面图。在图8和图9中，油泵200的壳体201通过将泵体202和泵盖203配合在一起形成。壳体201包括第一低压排出通道204和第一高压排出通道206、以及第二低压排出通道208和第二高压排出通道210。如图8所示，第一低压排出通道204和第一高压排出通道206均以沿周向彼此分开预定距离的方式通向泵室58的侧表面60，以从泵室58内排出流体。如图9所示，第二低压排出通道208和第二高压排出通道210均以沿周向彼此分开预定距离的方式通向泵室58的侧表面62，以从泵室58内排出流体。
在液压腔54的容积V随着液压腔54沿旋转方向运动而减小的周向范围、即在例如液压腔54的旋转角θ为180°至360°(含180°、360°)的排出区内的旋转角θ为285°至347°(含285°、347°)第二排出区中，第一高压排出通道206和第二高压排出通道210向泵室58敞开。因此，当液压腔54随着主动齿轮46和环形从动齿轮52旋转而沿旋转方向运动时，在液压腔54的容积V减小的过程中，液压腔54变为与第一高压排出通道206和第二高压排出通道210连通。
在液压腔54的容积V随着液压腔54沿旋转方向运动而减小的周向范围中、即在例如液压腔54的旋转角θ为180°至360°(含180°、360°)的排出区内的旋转角θ为212°至252°(含212°、252°)第一排出区中，第一低压排出通道204和第二低压排出通道208向泵室58敞开。因此，当液压腔54随着主动齿轮46和环形从动齿轮52旋转而沿旋转方向运动时，在液压腔54的容积V减小的过程中，液压腔54变为与第一低压排出通道204和第二低压排出通道208连通。
第一高压排出通道206和第二高压排出通道210沿旋转方向设置在第一低压排出通道204和第二低压排出通道208前方。此处，第一低压排出通道204和第一高压排出通道206设置成，当液压腔54沿旋转方向运动时，状态从液压腔54与第一低压排出通道204连通的状态变为液压腔54与第一低压排出通道204和第一高压排出通道206断开的状态，随后变为液压腔54与第一高压排出通道206连通的状态。对于第二低压排出通道208和第二高压排出通道210也是同样的。
此外，壳体201包括第一溢流通道212和第二溢流通道214，第一溢流通道212设置在泵室58的侧表面60上，第二溢流通道214设置在泵室58的侧表面62上。第一溢流通道212设计成，当多个液压腔54中的预定液压腔54a全部位于第一高压排出通道206的开口与第一低压力排出流体通道204的开口之间并因此不与所述排出通道连通时，使预定液压腔54a与第一高压排出通道206连通。类似地，第二溢流通道214设计成，当预定液压腔54a全部位于第二高压排出通道210的开口与第二低压排出通道208的开口之间并因此不与所述排出通道连通时，使预定液压腔54a与第二高压排出通道210连通。多个液压腔54中的预定液压腔54a指通过壁表面216(见图8)和壁表面218(见图9)从轴线C1的方向夹在中间的油密的瞬时腔，壁表面216位于第一高压排出通道206的开口与第一低压排出通道204的开口之间，壁表面218位于第二高压排出通道210的开口与第二低压排出通道208的开口之间。
如图8所示，第一溢流通道212包括第一外周向槽220和第一内周向槽222，其中，当预定液压腔54a全部位于第一低压排出通道204与第一高压排出通道206之间时，第一外周向槽220从啮合位置X的迹线K的径向外侧沿周向在旋转方向上向后延伸，啮合位置X是第一高压排出通道206的沿旋转方向的后端面206a的、位于内周齿48和外周齿42之间的最靠近的接近点或者接触点，第一外周向槽220的末端部与预定液压腔54a连通，第一内周向槽222从后端面206a的位于内周齿48和外周齿42之间的啮合位置X的迹线K的径向内侧沿周向在旋转方向上向后延伸，第一内周向槽222的末端部与预定液压腔54a连通。
如图9所示，第二溢流通道214由第二外周向槽224和第二内周向槽226形成，其中，当预定液压腔54a位于第二低压排出通道208与第二高压排出通道210之间时，第二外周向槽224从啮合位置X的迹线K的径向外侧沿周向在旋转方向上向后延伸，啮合位置X是第二高压排出通道210的沿旋转方向的后端面210a的位于内周齿48和外周齿42之间的最靠近的接近点或者接触点，第二外周向槽224的末端部与预定液压腔54a连通，第二内周向槽226从后端面210a的内周齿48和外周齿42的啮合位置X的迹线K的径向内侧沿周向在旋转方向上向后延伸，第二内周槽226的末端部与预定液压腔54a连通。
通过具有上述结构的油泵200，当主动齿轮46和环形从动齿轮52沿旋转方向旋转时，油底壳32中储存的流体被抽入液压腔54，该液压腔54运动经过容积V增大的周向范围。此外，已经抽入并加压的流体从液压腔54传送至液压控制回路34，该液压腔54运动通过第一低压排出通道204和第二低压排出通道208敞开的周向范围，在容积V减小的周向范围内运动。此外，已经被抽入并被加压的流体从液压腔54传送至液压控制回路34，该液压腔54在容积V减小的周向范围内运动经过第一高压排出通道206和第二高压排出通道210敞开的周向范围。
此处，当预定液压腔54a沿旋转方向运动且该预定液压腔54a经过第一低压排出通道204与第一高压排出通道206之间(以及第二低压排出通道208和第二高压排出通道210之间)时，状态从液压腔54与第一低压排出通道204和第二低压排出通道208的状态变为如图10所示液压腔54与高压力排出液压通道和低压排出通道断开的状态，以及如图8和图9所示液压腔54分别经由第一溢流通道212和第二溢流通道214与第一高压排出通道206和第二高压排出通道210连通的状态，随后变为液压腔54变为与第一高压排出通道206和第二高压排出通道210连通的状态。
如图8和图9所示，当预定液压腔54a分别经由第一溢流通道212和第二溢流通道214与第一高压排出通道206和第二高压排出通道210连通时，预定液压腔54a内的液压压力值维持为与第一高压排出通道206和第二高压排出通道210内的液压压力值相同。此时，预定液压腔54a内的液压压力值与预定液压腔54c内的液压压力值大致相同，预定液压腔54c在预定液压腔54a的沿旋转方向的前方与预定液压腔54a相邻，并且预定液压腔54c与第一高压排出通道206和第二高压排出通道210连通。因此，抑制了流体从预定液压腔54c经由内周齿48和外周齿42之间的最靠近的接近点或者接触点(即，末端间隙)流入预定液压腔54a，内周齿48和外周齿42在预定液压腔54a与预定液压腔54c之间啮合并且限定所述腔。
如上所述，根据此第二示例性实施方式的油泵200，第一溢流通道212设置成形成在泵室58的侧表面60上，第二溢流通道214设置成形成在泵室58的侧表面62上，从而在预定液压腔54a全部位于第一低压排出通道204与第一高压排出通道206之间时，使预定液压腔54a分别与第一高压排出通道206和第二高压排出通道210连通。因此，当第一低压排出通道204内和第二低压排出通道208内的液压压力减小至预定低液压压力值Pp低、并且预定液压腔54a经过第一低压排出通道204和第一高压排出通道206之间时，预定液压腔54a内的液压压力分别经由第一溢流通道212和第二溢流通道214溢出至第一高压排出通道206和第二高压排出通道210，所以预定液压腔54a内的液压压力值维持为与第一高压排出通道206内和第二高压排出通道210内的液压压力值相同。因此，预定液压腔54a内的液压压力值与预定液压腔54c内的液压压力值之间的差将不增大，其中，预定液压腔54c与预定液压腔54a相邻并且预定液压腔54c与第一高压排出通道206和第二高压排出通道210连通，所以抑制了流体从第一高压排出通道206和第二高压排出通道210经由内周齿48和外周齿42之间的最靠近的接近点或者接触点(即，末端间隙)流入预定液压腔54a。结果，能够抑制高压力排出侧的容积效率减小，同时防止液压腔54内的液压压力突然增大。
此外，根据本示例性实施方式的油泵200，第一高压排出通道206和第二高压排出通道210沿旋转方向设置在第一低压排出通道204和第二低压排出通道208的前方。此外，第一溢流通道212由第一外周向槽220和第一内周向槽222形成，其中，当预定液压腔54a全部位于第一低压排出通道204和第一高压排出通道206之间时，第一外周向槽220从第一高压排出通道206的沿旋转方向的后端面206a的内周齿48和外周齿42的啮合位置X的迹线K的径向外侧沿周向在旋转方向上向后延伸，第一外周向槽220的末端部与预定液压腔54a连通，第一内周向槽222从后端面206a的内周齿48和外周齿42的啮合位置X的迹线K的径向内侧沿周向在旋转方向上向后延伸，第一内周向槽222的末端部与预定液压腔54a连通。第二溢流通道214由第二外周向槽224和第二内周向槽226形成，其中，当预定液压腔54a全部位于第二低压排出通道208与第二高压排出通道210之间时，第二外周向槽224从第二高压排出通道210的沿旋转方向的后端面210a的内周齿48和外周齿42的啮合位置X的迹线K的径向外侧沿周向在旋转方向上向后延伸，第二外周向槽224的末端部与预定液压腔54a连通，第二内周向槽226从后端面210a的内周齿48和外周齿42的啮合位置X的迹线K的径向内侧沿周向在旋转方向上向后延伸，第二内周向槽226的末端部与预定液压腔54a连通。因此，即使当预定液压腔54a与预定液压腔54c通过内周齿48和外周齿42的啮合而维持预定油密状态时，其中，预定液压腔54a与预定液压腔54c沿周向相邻从而将内周齿48和外周齿42的啮合位置X夹在中间，当预定液压腔54a经过第一低压排出通道204和第一高压排出通道206时，预定液压腔54a内的液压压力也能够分别经由第一溢流通道212和第二溢流通道214溢出至第一高压排出通道206和第二高压排出通道210。
尽管本发明已经参照其示例性实施方式进行了描述，但应当理解，本发明并不局限于所描述的实施方式或者构造。相反，本发明意于覆盖各种改型和等同装置。此外，尽管所公开的发明的多种元件以多种示例组合及构型示出，但其他组合及构型、包括更多、更少或者仅单个元件也在所附权利要求的范围内。
设置第一高压排出通道68(206)或者第二高压排出通道72(210)中的至少一个是足够的。
此外，设置第一低压排出通道70(204)或者第二低压排出通道74(208)中的至少一个是足够的。
设置第一溢流通道76(212)或者第二溢流通道(214)中的至少一个是足够的。
第一溢流通道76(212)包括第一外周向槽81(220)或者第一内周向槽82(222)中的至少一个是足够的。
第二溢流通道78(214)包括第二外周向槽84(224)或者第二内轴向槽86(226)中的至少一个是足够的。
此外，油泵36(200)设置在自动变速器16中，并且向自动变速器16的液压控制回路34供给液压压力，但本发明并不局限于此。即，油泵36(200)可以是设置在车辆中的其他装置，并且可以设置在其他类型的变速器例如无级变速器中。

Claims (3)

1.一种车用内齿轮式油泵，包括：
主动齿轮(46)，所述主动齿轮(46)具有外周齿并且设置成能够绕轴线旋转；
环形从动齿轮(52)，所述环形从动齿轮(52)具有与所述主动齿轮(46)的所述外周齿啮合的内周齿，且设置成能够绕从所述轴线偏移的偏移轴线旋转，并且由所述主动齿轮(46)可旋转地驱动；
泵室(58)，所述从动齿轮(52)和所述主动齿轮(46)容置在所述泵室(58)内；以及
壳体(40:201)，所述壳体(40:201)具有高压排出通道和低压排出通道，所述高压排出通道和所述低压排出通道以沿周向彼此分开预定距离的方式通向所述泵室(58)的侧表面，以将流体从所述泵室(58)内排出，
其中，当所述主动齿轮(46)和所述从动齿轮(52)旋转时，通过所述内周齿和所述外周齿之间的啮合间隙沿周向形成的多个液压腔沿预定旋转方向运动；并且
在所述液压腔的容积减小的过程中，所述液压腔与所述高压排出通道和所述低压排出通道连通，
所述车用内齿轮式油泵的特征在于包括：
溢流通道，所述溢流通道形成在所述泵室(58)的侧表面中，以在多个所述液压腔中的预定液压腔全部位于所述高压排出通道和所述低压排出通道之间时，使所述预定液压腔与所述高压排出通道连通，
其中，在所述旋转方向上，所述高压排出通道设置在所述低压排出通道的后方；并且
所述溢流通道包括外周向槽或者内周向槽中的至少一个，其中，当所述预定液压腔全部位于所述高压排出通道与所述低压排出通道之间时，所述外周向槽从所述高压排出通道的沿所述旋转方向的前端面中的所述内周齿和所述外周齿的啮合位置的径向外侧沿周向在所述旋转方向上向前延伸，且所述外周向槽的末端部与所述预定液压腔连通，并且，所述内周向槽从所述高压排出通道的沿所述旋转方向的所述前端面中的所述内周齿和所述外周齿的所述啮合位置的径向内侧沿周向在所述旋转方向上向前延伸，且所述内周向槽的末端部与所述预定液压腔连通。
2.根据权利要求1所述的车用内齿轮式油泵，其中：
所述高压排出通道包括形成在泵体中的第一高压排出通道；
所述低压排出通道包括形成在所述泵体中的第一低压排出通道；所述高压排出通道包括形成在泵盖中的第二高压排出通道；并且
所述低压排出通道包括形成在所述泵盖中的第二低压排出通道。
3.一种壳体，包括：
根据权利要求2所述的车用内齿轮式油泵所包括的泵体；以及
根据权利要求2所述的车用内齿轮式油泵所包括的泵盖。
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