CN1046779A - 低速大扭矩转子式液压马达及其改进的阀门装置 - Google Patents

Abstract

一种旋转液压装置，包括一转子齿轮组，该齿轮组具有一借助主驱动轴输出扭矩的可作轨道运动和旋转运动的星形件。该装置包括一阀壳段，它具有一相对较厚的外壳体部分和一个与该外壳体部分压配合的相对较薄的内壳体部分，其过盈配合所产生的预压力与预定液压的等效力相等，以避免阀柱孔胀大。将较坚实，能承受预定液压而不会瘪缩的滑阀设置在阀柱孔内。该滑阀设有借助通道与压力平衡凹口连通的轴向沟槽，由此使滑阀处于轴向压力平衡状态。

Description

本发明涉及如低速大扭矩转子式马达这样的旋转液压装置，更准确地说，本发明涉及一种用于这种马达的新型阀门装置，这种装置既可改善容积效率又可改善机械效率。

本发明所涉及的这种类型的低速大扭矩转子式马达一般根据其阀门配置方式或者归入“滑阀”式液压马达类或者归入“圆盘阀”式液压马达类。在本文中所使用的“滑阀”这个词，指的是一种大致为圆柱形阀门构件，这种阀门构件在滑阀的圆柱形外表面和与其邻近的环绕的壳体件的圆筒形表面之间起阀门作用。在由本发明的受让者批量生产的这种类型的典型滑阀式液压马达，滑阀与液压马达输出轴制成整体结构（参见转让给本发明受让者的美国专利4592704号）。

在该典型的滑阀式液压马达中，侧面载荷（即沿输出轴径向施加的载荷将传递给滑阀，从而要求滑阀具有一个或多个能与由壳体构成的圆筒形阀柱孔啮合的轴承表面或轴颈表面。这种轴承表面增加了滑阀的总体尺寸、结构复杂性和加工成本。部分原因是由于存在这样的轴承表面，所以滑阀式液压马达易受到热冲击的作用，既流入冷的液压马达内的温热液压液体会使滑阀膨胀，从而使阀柱在滑阀孔内出现卡死现象。同样地，正如本领域的普通技术人员将理解的那样，要为用户提供一种由哑铃形轴（dogbone    shaft）将扭矩从转子式齿轮组直接传递给用户用的内花键装置（例如轮毂）的“无轴承”型的滑阀式液压马达显然是不可能的。

滑阀式液压马达正确的阀定时取决于该滑阀和（构成液体容腔的）转子环之间正确的转动关系。滑阀是由将扭矩从转子传递给输出轴的哑铃形轴驱动的。因此，在传递扭矩的花键连接机构（或者在星形件和哑铃形轴之间或者在哑铃形轴和输出轴之间）的任何磨损都会改变滑阀的定时性。

该典型滑阀式液压马达的最后一个缺陷同时也是本发明所要解决的问题是滑阀式液压马达的容积效率随压力增加而急剧下降的趋势。已经证实，当典型的滑阀式液压马达承受大约2000磅/平方英寸的工作压差时，该液压马达内的滑阀可能会有大约0.001英寸的径向的“瘪缩”或总直径减小。滑阀的这种瘪缩会导致滑阀外表面和阀柱孔之间的径向间隙加大，因此会在毗邻高压区和低压区之间出现交叉孔口漏泄，从而大大降低容积效率。

滑阀式液压马达的最主要优点之一是液压马达的输出扭矩中仅仅用于驱动滑阀的那一部分几乎可以忽略不计。因此，典型的滑阀式液压马达具有较高的机械效率。

因此，本发明的一个目的是提供一种低速大扭矩转子式液压马达，该液压马达保留了典型滑阀式液压马达所具有较高机械效率的特性，同时克服了滑阀式液压马达的各种缺陷。

本发明的一个更为具体的目的是提供一种改进的滑阀式液压马达，这种液压马达基本上克服了滑阀的受压瘪缩问题，因此具有比现有技术的滑阀式液压马达好得多的容积效率。

本文所说的“圆盘阀式液压马达”是指其阀门构件大致为圆盘形的并且在圆盘阀的横向表面（垂直于转动轴）和一个毗邻的横向表面之间产生阀门作用的液压马达（参见转让给本发明受让人的美国专利3572983号，并通过引用该专利而将它结合到本发明中）。

由本发明受让人生产的典型圆盘阀式液压马达的生产成本一直比性能类似的滑阀式液压马达的生产成本要相对高些。生产成本较高的一个原因是圆盘阀式液压马达需要某种轴向压力平衡机构，在由本发明的受让人批量生产的液压马达中，这种平衡机构实际上提供了“过平衡”的压力，即偏置圆盘阀抵靠固定阀表面上的净力。假如圆盘阀真的是处于轴向平衡状态的，则阀门构件的“起飞”（即圆盘阀在轴向与固定阀分离）的现象就将很容易发生，从而导致显著的交叉孔口漏泄和出现液压马达失速现象。不过，圆盘阀的“起飞”现象在很大程度上由平衡机构的压力过平衡所避免。

典型圆盘阀式液压马达的一个主要缺点是如上所述施加在圆盘阀上的必要的压力过平衡所产生的结果。将圆盘阀偏置使其与毗邻的固定阀表面成滑动密封接触的过平衡力导致出现较低的圆盘阀式液压马达机械效率。因为驱动圆盘阀所需要的扭矩有损于液压马达的净输出扭矩。

圆盘式阀液压马达的主要优点之一是由于圆盘阀和固定阀表面之间形成密封接触，因此随着液压马达两端压差的增加，其容积效率只稍微有点下降。

因此，本发明的一个目的是提供一种改进的低速大扭矩转子式液压马达，它保留了典型圆盘阀式液压马达具有良好容积效率的特征，同时克服了圆盘式阀液压马达的缺陷。

本发明的上述和其它目的是通过提供一种带有构成液体入口装置和液体出口装置的壳体装置的旋转液压装置来实现的。一个液体能量传递排代装置与该壳体相结合，它包括一个相对壳体作旋转运动的构件和一个相对壳体作轨道运动的构件，以便随着这种旋转运动和轨道运动形成膨胀和收缩液体容腔。阀门装置与壳体相配合以便在液体入口装置与膨胀容腔之间和收缩容腔与液体出口装置之间形成液体连通关系。该装置包括一个输入-输出轴和一个用来在具有旋转运动的排代装置构件和输入-输出轴之间传递扭矩的装置。该阀门装置包括一个大致圆柱形的滑阀构件，从而构成一对端面，并在构件的圆柱形外表面上构成阀门通道。滑阀在旋转的排代装置构件的转动速度下进行转动。壳体装置包括一阀壳体段，它构成一阀柱孔并环绕着滑阀构件，进而构成多个计量通道，每一个通道都与一个液体容腔保持液体连通。

该改进的旋转液压装置的特征在于滑阀构件和阀壳体段是设置在与输入-输出轴相对的排代装置的一侧。滑阀构件相对较坚实，因此经得起预定的液体压力的作用而不会有明显地瘪缩。

改进的旋转液压装置的特征还在于上述阀壳体段包括一相对较厚的外壳体部分和一相对较薄并构成阀柱孔的内壳体部分。内壳体部分与外壳体部分是压配合，其过盈配合的过盈量应足以向内壳体部分预先施加至少等于预定液体压力的等效力的预定力，因此，内壳体部分将能经受住预定液压力的作用，而阀孔不会产生明显的胀大。

图1是根据本发明制造的低速大扭矩转子式液压马达的轴向断面图;

图2是沿图1中线2-2截取的横向断面放大图;

图3是类似于图2但沿图1中线3-3截取的横向断面图，仅示出了根据本发明制造的阀壳体段的外壳体部分;

图4是根据本发明制造的阀壳体段的内壳体部分的轴向平面图，其比例与图2一样;

图5是图4所示为自内壳体部分截取的轴向断面图，其比例与图4一样;

图6是从图1左侧看到的本发明滑阀端部横向平面视图;

图7是沿图6中线7-7截取的轴向断面图，其比例与图6一样，而图6和图7的比例要比前述几个附图的比例都大;

图8是类似于图1的局部轴向断面图，示出了本发明的一个可供选择替换的实施例;

图9是沿图8中线9-9截取的局部横向断面图，与图8具有相同的比例。

图10是从图8右侧看到的该可供选择替换的实施例的滑阀端部的一个横向平面视图。

现在参照各附图，但这并不是意图用来限制本发明。其中图1示出了根据本发明制造的一个低速大扭矩转子式液压马达。图1所示的液压马达包括多个例如用多个螺栓11固定在一起的部分。该液压马达包括一个带有安装法兰15的轴承壳13、一转子排代机构17、一配流盘19、一阀壳体段21、和一端盖23。

转子式排代机构17在现有技术中是众所周知的，转让给本发明受让人的美国专利第4533302号中示出和描述该机构，因此，此处仅对它作简单地描述。更详细地说，转子式排代机构17包括一个带内齿的环形件25和一个带外齿的星形件27。星形件27偏心地设置在环形件25内，并且其齿数要比环形件25的齿数少一个。在主题实施例中，星形件27相对环形件25作轨道运动和旋转运动，这种轨道运动和旋转运动构成多个膨胀和收缩液体容腔29。本领域的普通技术人员应该清楚地知道，本发明并不局限于环形件是固定安装的而星形件是沿轨道运行和旋转这样的设置方案，或代之以，或者环形件或者星形件可有或者轨道运动或者旋转运动。此外，本发明并不仅限于转子作为排代机构。

仍参见图1，该液压马达包括一输出轴31，它设置在轴承壳13内，并在该轴承壳内由适合的轴承组33和35转动地支承着。靠近轴承组35的前端设有一轴承保持器和卡环组件，用总标号36表示。轴31包括一组直齿内花键37，该花键37与一组在主驱动轴41前端上形成的鼓形外花键39相啮合。在主驱动轴41后端设置有另一组鼓形外花键43，该组外花键与在星形件27内径上形成的一组直齿内花键45相啮合。在本主题实施例中，环形件25具有7个内齿，而星形件27具有6个外齿。因此，星形件27的六个轨道导致产生星形件27自身完成一整周转动，主驱动轴41和输出轴31也完成一整周转动。本领域的普通技术人员应当知道在权利要求书中所用的“输入-输出轴装置”这个词可以指输出轴31也可以指主驱动轴41。

与星形件27的内花键45相啮合的还有在围绕阀驱动轴49一端上形成的一组外花键47，在阀驱动转轴49的另一端具有另外一组外花键51，该花键51与在围绕着用总标号55表示的滑阀的内圆周面上形成的一组内花键53相啮合。滑阀55可转动地设置在阀壳体段21内，两者都将在下文中作更加详细的描述。

仍参见图1，配流盘19构成多个液体通道57（图1中仅示出其中2个），每一个液流通道57都设置成与毗邻的容腔29处于连续的液体连通状态。在主题实施例中，具有7条液体通道57，因为环形件25有7个内齿，从而构成7个液体容腔29的通道。

现在参见图2和图3并将它们与图1相比较可以看出，图2和图3实际上是一可供选择替换的实施例，它与图1所示实施例的不同之处仅在于：其阀壳体段21的径向尺寸要大些。图2示出阀壳体段21和滑阀55的横向平面视图。阀壳体21构成多个液体通道59（有时也称为计量通道），在主题实施例中，该液体通道伸展在阀壳体段21（参见图1）的整个轴向长度上。每一计量通道59都是与一条液体通道57有液体连通关系。这样，就有图2中所示的7条计量通道59。

用总标号21表示的阀壳体段包括一外壳体部分61，它形成一大致为圆筒形内表面63，还形成一液体入口孔65和一液体出口孔67。外壳体部分61还形成连通液体入口孔65和内表面63间的液体通道69，和连通液体出口孔和内表面64间的液体通道71。

现在参见图4和图5（注意：图3、图4和图5具有相同的比例），阀壳体段21还包括一内壳体部分73。如图2所示，内壳体部分73大致为圆筒体并有一大致为圆柱形外表面75。必须注意的是：内壳部分73在图1、图4和图5中的方位是完全一样的，图4和图5所不同之处在于图5是断面图;而不是外侧平面图。内壳体部分73借助液体通道69构成一与入口孔65呈开口的液体连通的液体口孔77（仅在图4中示出）。类似地，内壳体部分73借助液体通道71还构成一与出口孔67呈开口的液体连通的液体孔口79（在图4中仅以虚线形式示出，在图5中以实线形式示出）。

现在主要参见图5，内壳体部分73构成一大致为圆筒形内表面81，它包括一阀柱孔并为滑阀55提供唯一的转动支承面。内壳体部分73还构成一与液体孔口77呈开口连通的前端内环槽83和一与液体孔口79呈开口连通的尾端内环槽85。

结合图2再次参见图4和图5，内壳体部分73构成多个径向孔口87，每个径向孔口87在阀柱孔81和与其毗邻的一个计量通道59（参见图2）保持液体连通。因此，在主题实施例中，内壳体部分73构成7个径向孔口87。

在随后对本发明所作的描述中，外壳体部分61称为“相对较厚的”，而内壳体部分称为“相对较薄的”，“较厚的”和“较薄的”这两个词是指壳体部分61和73的径向尺寸。对于本领域的普通技术人员通过以下描述将理解到，外壳体部分61设计成相对来说较厚些的目的在于使其能承受液压马达的额定液压的作用而不产生明显的径向变形或胀大。同样地，内壳体部分73设计成相对来说较薄的目的在于以外表面75与内表面63处于密封接触状态下使该内壳体部分73能与外壳体部分61压配合。如可从图2清楚看到的那样，内壳体部分73与外壳体部分61压配合的一个后果是：内壳体部分73与外壳体部分61相配合构成计量通道59，从而不需要对计通道59进行机械加工。

本发明的一个重要方面是：内壳体部分73与外壳体部分61并非仅通过那种压配合而保持两者之间的牢固的接合。或代之而言，本发明的重要方面是：压配合过程与液压马达的额定压力有关。例如仅仅作为例子，如果液压马达连续运行的额定压力为3000磅/平方英寸，那么内壳体部分73和外壳体部分61之间的过盈量应这样确定，使得在压配合后，作用在内壳体部分73上的合成径向预压力大约等效于具有3000磅/平方英寸连续额定压力的压力液体所施加的径向力，因此可与该力相平衡。作为压配合的预压力与某一预定体压力大小匹配的结果，在液压马达以预定压力运转的过程中阀柱孔81将不会出现明显的径向胀大。

压配合的预压力，根据液压马达设计者的选择，可以与高于连续额定液体压力的压力水平相匹配，也可以与稍微低一些的压力相匹配，对于本领域的普通技术人员而言，这是显而易见的事。在本发明的研制过程中通过另一个例子发现，对内壳体部分73提供相对于外壳体部分61大约0.005至0.006英寸的过盈量，那么所产生的预压力等效于液压马达在4000磅/平方英寸液压下运转，因此液压马达运转在4000磅/平方英寸液压力下不会导致内壳体部分73产生明显的膨胀。

本领域的普通技术人员应该理解到，这里所使用的诸如“压配合”或“过盈”这样的词并非要使本发明局限于任何特定的内外壳体部分的组装方法，在下文和权利要求书中所用的上述和其它类似的词，应该理解为包括了能够取得同样效果的任何其它类型的方法。仅作为一个例子，内、外壳体部分的组装可以借助温差热压配合的方法实现。

现在主要参见图6和图7，对滑阀55作更加详细的描述。如从图7中清楚地看到，本发明的一个重要方面是：滑阀55相对较坚实，即具有足够的径向厚度，使得液压马达以某一预定液压力运转时不会造成滑阀出现明显的瘪缩。应该理解到，在这里所使用的“瘪缩”这个词所指为滑阀55外径的缩小。

上面所指的、滑阀55能够承受得起而不会使之瘪缩的“预定压力”，最好应选择得使其与在内壳体部分73上的预定压力匹配的预定压力等值。换句话说，内壳体和滑阀两者都要设计成可在某一预定压力下工作，在该压力下，阀柱孔内径不会膨胀，滑阀不会瘪缩，从而可防止在该预定压力下出现容积效率迅速下降的现象。

滑阀55构成一紧贴配流盘19的前端面89和一紧靠端盖23的尾端面91。滑阀55还构成多个前端轴向沟槽93和多个尾端轴向沟槽95。轴向沟槽93在端面89处是开口的（参见图2），而轴向沟槽95在端面91处是开口的，可参见图6所示。轴向沟槽93和95的轴向范围相互搭接，以至每一个沟槽93或95都能够与每一个径向孔口87处于完全连通状态，以便提供低速的换向阀门装置连通，这种类型的连通形式对于本领域的普通技术人员来说是熟知的。轴向沟槽93和轴向沟槽95以交替交叉交错排列方式分布在滑阀55的外圆周面上。正如本领域的普通技术人员所熟知的那样，滑阀55包括六个轴向沟槽93和六个轴向沟槽95，因为有7个容腔29和7条液通道57、7条计量通道59及7个径向孔口87。

每一条轴向沟槽93各有一条轴向通道97与其连通，而每一条轴向沟槽95也各有一条轴向通道99与其连通。每一条轴向通道97都通到一个在端面91上形成的压力平衡凹口101。同样地，每一条轴向通道99都通到一个在端面89上形成的压力平衡凹口103（仍参见图2）。本发明的一个重要方面是滑阀55处于轴向压力平衡状态（而不是象圆盘阀那木处于压力过度平衡状态），以便使转动滑阀所需的扭矩如此之小，以致不会导致液压马达的机械效率明显地降低。在这里所使用的“轴向压力平衡”这个词的意思是：不管通过液压马达的压差有多大，作用在滑阀上使其向前端偏移的液体压力大致等于作用在滑阀上使其向尾端偏移的液体压力，且被后者所平衡。

为了实现这样的轴向压力平衡，最好应使每一个压力平衡凹口101的横截面积都与相应的轴向沟槽93的横截面积几乎相等，尽管这并非是本发明的必要特征。同样地，每一个压力平衡凹口103的横截面积也应与相应的轴向沟槽95的横截面积几乎相等。关于凹口101和103与沟槽93和95的横截面积，指的是如图2和图6所示的面积，即在垂直于转动轴线的平面上所测量的面积。

滑阀55构成一中央轴向通道105，它将内花键53内的前端凹口与中央压力平衡凹口107连接起来。由于前面所述的相同原因，凹口107的横截面积应该与由内花键53构成的横截面积基本相等。正如前面所指出的那样，尽管存在轴向通道105，但根据滑阀55所具有的能够承受预定液压力而不会“瘪缩”的能力，滑阀55被称为是“相对坚实的”。

正如前面论述的那样，现有技术的滑阀式液压马达在滑阀的两端部需要有轴承面，部分原因在于提供足够的侧面截荷承受能力。现有技术的这种滑阀构成一些环槽，它们位于端部轴承面和轴向沟槽（类似于图7中沟槽93和95）之间的轴向位置处。因此，现有技术滑阀的一个缺陷是它不易作为粉末冶金或烧结金属件进行制造。本发明的一个重要方面是该滑阀55的圆柱形外表面上没有环槽，其端部也没有圆柱形轴承面，因此，可以作为粉末冶金或烧结金属件而易于制造。此外，滑阀55的构形便于进行无心磨削作为外圆柱面的维一加工工序。考虑到滑阀55相对较短这个事实，采用无心磨削加工外表面使滑阀55具有能够减小其外表面和与其毗邻的阀柱孔81之间间隙的能力，这可进一步改善液压马达的容积效率。

通过观察图1，本领域的普通技术人员应能认识到，滑阀55必须具有少许的轴向端间隙，以便当其受到阀驱动轴49的驱动时能自由地转动。所要求的端部间隙可以通过下述两种方法的任何一种方法提供。一种方法是磨削滑阀55和阀壳体段21的轴向端面，以便两者具有同样的轴向总体长度，然后对壳体段加垫片调整间隙。另一种方法是磨削滑阀55，使其比阀壳体段21稍微短些。可以确信，本领的普通技术人员不需要过多的实验就可以很容易地确定滑阀55的合适的端部间隙，使得其端部间隙的大小大到足以避免增加转动滑阀所需的扭矩，而又不至于太大而造成漏泄，这种漏泄会减小容积效率。

本发明设计的另一个优点涉及阀定时。前面已经指出，在大多数滑阀式液压马达中，滑阀是由哑铃形驱动轴驱动的，该轴也是该液压马达的主扭矩传递驱动轴。因此，主驱动轴上花键的磨损或者主驱动轴的“扭矩扭曲”将会改变阀定时。在本发明中，滑阀55是由一分立的阀驱动轴49驱动的，它与一般用于圆盘阀式液压马达的驱动形式是一样的。然而，由于滑阀55能处于轴向平衡状态，而不是象典型的圆盘阀那样处于过平衡状态，因此，驱动滑阀所需要的扭矩很小，以至可以忽略由它所导致的机械效率的损失。

对滑阀式液压马达和圆盘阀式液压马达两者都精通的本领域的普通将会认识到本发明的附加优点与滑阀自身的一个优点有关，即滑阀与圆盘阀相比，前者中毗邻的两孔口（或毗邻的沟槽93和95）之间的密封面积要比后者中相应的密封面积为大。与该优点有关的事实是：圆盘阀的构形不适用于尺寸相对较小的液压马达，因为孔口交叉漏泄的可能性随圆盘阀尺寸减小而增加。另一方面，本发明的改进的滑阀设计特别适用于尺寸相对较小的液压马达，因此，与圆盘阀设计相比，它可用于尺寸小得多的且成本很低的液压马达中，而不必过多地考虑有关孔口交叉漏泄问题。

现在参见图8、图9和图10，它们示出了本发明的一个可供选择替换的实施例，其中与图1至图7所示实施例的元件相同但已并作了改进的元件则用同样的参考标号表示，但带有符号“a”以示区别，而新元件则用从109起始的参考标号表示。

在图8的实施例中，配流盘19被取消了，使得转子齿轮组件17a可设置在紧靠阀壳体段21a位置处，每一条计量通道59a都直接与每一个容腔29相连通，端盖23也取消了其壳体段21a则被设计成大致呈杯形。取消配流盘19和端盖23具有减小液压马达总体长度的优点，但是，正如那些本领域的普通技术人员将理解的那样，有必要利用某种不同于阀驱动轴49的机构将星形件27的转动运动传递给滑阀55。

因此，在图8、图9和图10所示的实施例中，一个改进的带内齿的环形件25a具有9个内齿，带有9个辊子件109;一个改进的星形件27a，设置在环形件25a内，该星形件有8个外齿或凸齿。图8中，该星形件27a的左端构成4个半圆柱形加大的开口111，它们可以或者如图9中所示那样正好设于内花键45的径向外侧，或者可以实际上占据两毗邻花键间的空隙。一个大致圆柱形驱动销构件113设置在每一个开口111内。由星形件27a构成的开口111的深度最好刚足够容纳每一个销构件113总长度的约一半。

现在，主要参见图8和图10。滑阀55a是对图1所示滑阀实施例作了某些改进。可在图9中看到，该实施例具有9个容腔29a，因此，具有9个计量通道59a。结果滑阀55a具有8个轴向沟槽93a和8个轴向沟槽95a，其原因对于本领域的普通技术人员来说是不难理解的。值得注意的是，在图8所示滑阀55a的实施例中，轴向沟槽93a和95a在轴向并延伸到滑阀55a的端面，而代之以更象传统的现有技术滑阀式液压马达中的轴向沟槽。正如本领域的普通技术人员所熟知的那样，轴向沟槽93a和95a本身就能提供滑阀55的轴向压力平衡，因此，图8中的可供选择替换的实施例不需要图1的实施例中所具有的轴向通道97和99以及压力平衡凹口101和103。

仍参见图8和图10。滑阀55a包括一其上钻有4个镗孔115的前端面89a，每一个镗孔都可容纳驱动销113的后半截，它们的尺寸最好这样确定，以使每一根驱动销113在镗孔内处于压配合状态。从一个也在作轨道运动的构件（星形件27a）借助插在过大的孔内的销子传递旋转运动到另一个构件（滑阀55a）的一般概念是本领域的普通技术人员所基本熟知的概念。如众所周知，每一镗孔111的直径必须等于驱动销的直径加上两倍的转子组件17a的偏心距。因此，在该可供选择替换的实施例中最好采用图9所示的8∶9的转子齿轮组，这种转子齿轮组的偏心距本身就具有小于图1所示实施例的6∶7齿轮组的偏心距，所以镗孔115不必太大。

仍参见图10所示，滑阀55a的前端面89a构成4条径向对准凹槽117，它们从轴向通道105延伸到滑阀55的外表面，每一条都与其相对应的镗孔115相交。凹槽117的用途是为销子113提供润滑液，润滑液的液源不是从轴向通道径向外流的漏液就是从滑阀55a和阀壳体21a之间的区域径向内流的漏液。

本发明的液压马达提供了有关效率方面的某些性能的改进由于该设计采用了滑阀，所以与典型的采用圆盘阀设计相比，这种类型的液压马达具有较高的机械效率，其原因已在本说明书的发明背景中作了介绍。同时，内壳体部分73与相对较坚实的滑阀55间的压配合所获得的容积效率远大于典型滑阀液压马达的容积效率。正如本领域的普通技术人员所熟知的那样，从数学角度看，总的效率等于机械效率与容积效率之积，所以本发明的液压马达的总效率要比现有技术中滑阀设计或圆盘阀设计中任意一种所具有总效率都高得多。

本发明的液压马达具有某些附加优点，它们不属于上面所述的效率方面优点。在这些优点中有具能够提供改进的滑阀式液压马达（从而能提供具有较高机械效率的液压马达）的能力，能够为顾客提供可供选择的无轴承液压马达方案。为将图1所示液压马达转换成可供选择的无轴承方案的液压马达，所要做的是去掉轴支承壳13、输出轴31及轴承组33和35，将所去掉的部分代之以一个前端盖，它具有一个可让主驱动轴41从中伸出的中央通孔。

本发明的滑阀式液压马达的另一优点是具有通过端盖23接近在液压马达输出转速下转动的一个构件（即滑阀55）的通道的可能性。只是作为例子，由于存在上面所描述的接近通道使得在端盖23内安装一个液压马达转速传感器成为可能，转遇传感器的输出信号可以作为某个电气/电子闭合回路控制电路的输入信号。正如本领域的普通技术人员将理解的那样，对典型的现有技术滑阀液压马达而言，无法通过端盖接近液压马达内作纯转动运动从而可用作转速感受信号基准的那个构件。本领域的普通技术人员同样能理解的是，在典型的现有技术圆盘阀式液压马达中，可能具有通过端盖的通道以接近作纯转动的圆盘阀。然而，由于存在压力平衡机构，同时由于存在这样的事实，即圆盘阀上未被密封机构遮住的部分不是邻接进液室部分就是邻接出液室部分，而在这些部位安装转速传感器将会涉及到传感器和端盖之间相当复杂和相当昂贵的密封装置，所以在端盖内安装转速传感器应当说是行不通的。

至此已对本发明进行了详细的描述，其公开的程度已使本领域的普通技术人员能制造和使用本发明的液压马达。只要阅读和理解了前面所述的说明，本领域的普通技术人员就能设想出本发明的各种变更和改进，并且，只要是这些变更和改进可划入本发明权利要求书所限定的范围内，就应该将它们视为本发明的一部分。

Claims (14)

1、一种旋转液压装置，它包括构成液体入口装置(65)和液体出口装置(67)的壳体装置(13、19、21、23)；与所述壳体装置有联系的液体能量传递排代装置(17)，它包括一个具有相对所述壳体装置作旋转运动的构件(27)，和一个相对所述壳体装置作轨道运动的构件(27)，以便随所述旋转运动和所述轨道运动构成膨胀和收缩液体容腔(29)；阀门装置(55)与所述壳体装置配合运转以便在所述液体入口装置与所述膨胀容腔之间和在所述液体出口装置与所述收缩容腔之间形成液体连通关系；输入-输出轴装置(31)和用来在进行旋转运动的所述排代装置的所述构件和所述输入-输出轴装置之间传递扭矩的装置(41)；所述阀门装置包括一个大致为圆柱形的滑阀构件(55)，构成一对端面(89、91)，并在所述构件的圆柱形说表面上构成阀门通道(93、95)，并以旋转的所述排代装置的所述构件的转动速度旋转；所述壳体装置包括一阀壳体段(21)，它构成一阀柱孔(81)并环绕着所述滑阀构件，进而构成多个计量通道(59，87)，每一个通道都是与一个所述液体容腔保持液体连通的；其特征在于：

(a)所述阀壳体段(21)包括一相对较厚的外壳体部分(61)和一相对较薄的构成所述阀柱孔(81)的内壳体部分(73)；

(b)所述内壳体部分与所述外壳体部分是压配合的，其过盈配合的过盈量应足以使所述内壳体部分预先施加有至少与预定液压等效压力相等的预压力，因此，所述内壳体部分经得起预定液压的作用，而不会导致所述阀柱孔产生明显的膨胀。

2、如权利要求1所述的旋转液压装置，其特征在于：所述外壳体部分构成一大致为圆筒形内表面（63），而所述内壳体部分构成一大致为圆柱形外表面（75），其与上述内表面压配合的过盈配合关系应至少占该表面的大部分。

3、如权利要求2所述的旋转液压装置，其特征在于：所述内表面（63）和所述外表面（75）相配合构成所述计量通道（59）。

4、如权利要求1所述的旋转液压装置，其特征在于：所述滑阀构件（55）和所述阀壳体段（21）都设置在与所述输入-输出轴（31）相对的所述排代装置（17）的一侧。

5、如权利要求4所述的旋转液压装置，其特征在于：所述滑阀构件（55）相对较坚实，因此经得起所述预定的液压压力的作用而不会明显地瘪缩。

6、一种旋转液压装置，它包括构成液体入口装置（65）和液体出口装置（67）的壳体装置（13、19、21、23）;与所述壳体装置相联系的液体能量传递排代装置（17），它包括一个相对所述壳体装置作旋转运动的构件（27），和一个相对所述壳体装置作轨道运动的构件（27），以便随所述旋转运动和所述轨道运动构成膨胀和收缩的液体容腔（29）;与所述壳体装置配合运转以便在所述液体入口装置与所述膨胀容腔和所述液体出口装置与所述收缩容腔之间形成液体连通关系的阀门装置（55）;输入-输出轴装置（31）和用来在进行旋转运动的所述排代装置的所述构件和所述输入-输出轴装置之间传递扭矩的装置（41）;所述阀门装置包括一个大致为圆柱形的滑阀构件（55），从而构成一对端面（89、91），并在所述构件的圆柱形外表面上构成阀门计量通道（93、95），并以旋转的所述排代装置的所述构件的转动速度旋转;所述壳体装置包括一阀壳体段（21），它构成一阀柱孔（81）并环绕着所述滑阀构件，进而构成多个计量通道（59、87），每一个通道都是与一个所述液体容腔保持液体连通的;其特征在于：

（a）所述滑阀构件（55）和所述阀壳体段（21）都设置在与所述输入-输出轴（31）相对的所述排液装置（17）的一侧;

（b）所述滑阀构件相对较坚实，因此经得起所述预定的液压压力的作用不会明显地瘪缩。

7、如权利要求6所述的旋转液压装置，其特征在于：所述阀门构件（55）在其圆柱外表面上构成入口阀门通道（93）和出口阀门通道（95），所述入口和出口阀门通道以交替交叉交错排列的方式分布在圆柱形外表面上。

8、如权利要求7所述的旋转液压装置，其特征在于：所述滑阀构件（55）构成N个所述入口阀门通道（93）和N个所述出口阀门通道（95），所述阀壳体段形成N+1个所述计量通道（59、87），所述阀门通道随所述滑阀构件的转动与所述计量通道交换地保持液体连通。

9、如权利要求8所述的旋转液压装置，其特征在于：每一个所述阀门通道（93、95）都延伸到所述滑阀构件（55）的所述端面中的一个端面（89、91），并在该端处开口，所述滑阀构件还包括N个压力平衡通道（97，99），每一个压力平衡通道都使一个所述入口阀门通道（93、95）与由所述端面中的另一端面（91、89）构成的压力平衡凹口（101、103）保持液体连通。

10、如权利要求9所述的旋转液压装置，其特征在于：每一个所述入口阀门通道（93）的横向截面积基本上等于与其对应的压力平衡凹口（101）的面积，因此，所述滑阀构件基本上处于轴向平衡状态。

11、一种旋转液压装置，它包括构成液体入口装置（65）和液体出口装置（67）的壳体装置（13、19、21、23）;与所述壳体装置相联系的液体能量传递排代装置（17），它包括一个相对所述壳体装置作旋转运动的构件（27），和一个相对所述壳体装置作轨道运动的构件（27），以便随所述旋转运动和所述轨道运动构成膨胀和收缩的液体容腔（29）;与所述壳体装置配合运转以便在所述液体入口装置与所述膨胀容腔和所述液体出口装置与所述收缩容腔之间形成液体连通关系的阀门装置（55）;输入-输出轴装置（31）和用来在进行旋转运动的所述排代装置的所述构件和所述输入-输出轴装置之间传递扭矩的装置（41）;所述壳体装置包括构成多个计量通道（59、87）的阀壳体段（21），每一个通道都是与一个所述液体容腔处于液体连通状态的;所述阀门装置包括一个可转动的阀门构件（55），它以具有转动运动的所述排代装置的所述构件的转速进行旋转;所述阀门构件和所述阀壳体段设置在与所述输入-输出轴装置相对的所述排代装置的一侧;其特征在于：

（a）所述滑阀构件部件一个构成一对端面（89、91）和在其圆柱形外表面上构成阀门通道（93、95）的大致为圆柱形滑阀构件（55）;

（b）所述滑阀构件相对较坚实，因此所述滑阀构件能够承受预定液压压力，而不会出现明显的瘪缩。

12、如权利要求11所述的旋转液压装置，其特征在于：所述液体体能量传递排代装置（17a）紧靠所述阀壳体段（21a）设置，它包括一转子齿轮组，所述转子齿轮组具有一带内齿的环形件（25a）和一设置来作相对所述环形件的轨道运动和旋转运动的带外齿星形件（27a）。

13、如权利要求12所述的旋转液压装置，其特征在于：所述星形件（27a）和所述滑阀构件（55a）构成多个第一和第二孔口（111、115），其特征还在于：多个细长销构件（113）可操纵地啮合所述孔口以便将所述星形件的所述旋转运动传递给所述滑阀构件。

14、如权利要求13所述的旋转液压装置，其特征在于：所述环形件（25a）和所述星形件（27a）形成一偏心距;所述多个第一孔口（111）和所述多个第二孔口（115）的一个孔口与所述销子构件相比直径要加大，其直径加大值约两倍于所述偏心距。

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