CN1070258C - 具有齿轮安装的旋转斜盘的液压机 - Google Patents

Abstract

在可变排量和固定排量液压机中，一对章动齿轮(10、20)限制组合旋转斜盘的摇摆器部分(14)的旋转。每对齿轮包括固定于壳体(12)上的一个内齿轮(10)和固定于摇摆器外圆周表面的一个外齿轮(20)。齿轮的轮齿结构可以是四种不同的结构(图7、9A和9B、12B、13A和13B)中的任何一种，因而当章动时，允许齿轮同时具有2个啮合中心，而不干扰摇摆器的复杂的双纽线运动。

Description

具有齿轮安装的旋转斜盘的液压机

技术领域

本发明涉及用于机动车、航天、机床和制造工业使用的液压泵/马达机械，并涉及这种机械中用于安装旋转斜盘的结构。

发明背景

我们早先的申请美国NO.936842(1992年8月27日提出，题目为“可变液压机”)包括关于众所周知的液压泵和马达的广泛的“背景”讨论，并且它提出了固定和可变排量液压机的几个实施例，该液压机构成了其中提出的那个发明(以下称为“我们早先的泵/马达发明”)。上述申请NO.936842的内容与我们的发明有关，因此，通过参考的方式全部包括在本发明中。

大部分商业应用的液压泵/马达采用旋转缸体块，该缸体块具有往复活塞，往复活塞骑跨在按一定角度定位的旋转斜盘上。人们早已得知，使用固定缸体和活塞来使组合旋转斜章动转通常是更有效的。但是，安装这种组合旋转斜盘的大多数已知结构非常复杂并且制造成本高昂，所以当需要比较高的压力和比较高的速度时(如机动车传动)，组合旋转斜盘结构还没有获得广泛的商业应用。

上述申请NO.936842中描述的我们早先的泵/马达发明具有缸体，该缸体绕不旋转的筒形壳体的中心轴线的周围形成；并且连杆在其轴向活塞和个旋转斜盘之间传递往复运动。旋转斜盘分成一个“摇摆器”部分，该摇摆器章动但不旋转，和一个“转子”部分，该转子部分既章动又旋转，转子部分与传动部件相连，该传动部件与泵的中心线对准并支承在位于壳体一端的一个主轴承中。对于固定位移的实施例，组合旋转斜盘的转子部分以一定的倾斜度固定在传动部件上；而对于可变位移实施例，旋转斜盘的倾斜度通过其轴的运动而改变，该轴装在一个由伺服机构定位的滑动轴上。

我们早先的泵/马达发明是众所周知的机械部件的一种独特的结合，这些部件以奇特的方式组织和安装在一起以得到一种液压机，该液压机能够在改进的最大速度和压力下运行，而同时明显地减小尺寸和重量。在几个实施例中描述的我们早先的发明具有一个特别紧凑的往复活塞泵单元，该单元比类似物理尺寸的已知泵可以产生更大的马力。

虽然以前的文献中包括无数的具有固定缸体和组合旋转斜盘的结构，但我们不知道使用以前文献结构的任何现有的商业液压泵或马达可用于机动车或工业目的。很明显，这些以前文献中的结构在机动车或工业操作所需的宽压力和速度范围下不具有满意的性能，或者它们太复杂和太昂贵而不适于商业应用。

这种明显缺乏成功的部分原因似乎与难于提供一种用于支承组合旋转斜盘的适当结构，以使其摇摆器部分自由地跟随其复杂的章动运动而不旋转有关。本发明主要解决这后一个问题。在这方面，在我们放弃的申请美国NO.153568中(1993年11月16日提出，题目为“液压机的旋转斜盘安装结构”)，我们提出了解决这个问题的2个不同的旋转斜盘安装结构实施例。这后一个申请(以下称“我们早先的旋转斜盘安装发明”)也包括关于旋转斜盘安装问题以及固定角旋转斜盘的斜齿轮安装组件的有关的“背景”讨论，因此通过参考的方式将它也包括在本发明之中。

50多年以前，有关为组合旋转斜盘的摇摆器部分(即章动但不旋转的部分)提供满意支承的问题，在1941年授于J.O.Almen的美国专利2258127中进行了彻底的讨论。关键问题涉及支承一个摇摆器而不过分地影响其复杂的运动，该运动中，当摇摆器章动而不旋转时，其表面上的每一点都在一个双纽线上(一个球的表面上形成的一个8字形)。

Almen的发明提出了一种用于固定角旋转斜盘的支承结构，该结构被描述为“均速万向节”，该万向节装在滚球上。大约10年以前，美国专利4433596(授于J.Scalzo)在可变排量液压机中采用了这种滚球结构。Almen和Scalzo的发明中提到的这种结构相当复杂并需要大量的小零件；并且它们的旋转斜盘可以倾斜的最大角相当有限(例如小于15°)。与此相比，我们早先的泵/马达发明和我们早先的特殊安装结构中，旋转斜盘倾斜角在工业应用所需的高压条件下可以维持在25°-30°。

为讨论背景，还参考了用于制冷剂气体压缩机的非类比技术中的旋转斜盘的已知齿轮安装结构。我们使用“非类比”技术这个词是因为机动车和工业液压机运行在高速(如2000rpm)和高压(如6000psi)下，并且精通这种机器结构的人不会认为低速/低压冷冻剂气体压缩机是这种技术的一部分。尽管如此，某些已知的冷冻剂压缩机结构仍包括由一对小配对斜齿轮支承的摇摆器，该斜齿轮通过一个共用球来对准，该球在相应齿轮之间也起到轴承的作用。(例如，参见授于Olson.Jr的美国专利3712759和授于Hiraga的美国专利4042309)。

关于组合旋转斜盘的齿轮安装组件，我们知道只有一种结构似乎适用于机动车和工业应用，即，斜齿轮发明(我们上述引用的早先的旋转斜盘安装申请中提出的)，该发明在我们的一个样板马达中，当马达减速至全停状态而后在任一方向重起动时，可以平稳地运行，而时刻承受着415磅的较大荷载。

以前文献中的组合旋转斜盘泵(用于重工业或机动车)缺乏商业成功的另一个原因可能与滚动轴承结构的尺寸和重量有关，该滚动轴承结构用于承载活塞对旋转斜盘组件的轴向推力。在具有旋转缸体块结构的某些商业应用的以前文献液压机中，旋转活塞的端部已装有压力平衡滑动靴以减少固定旋转斜盘和活塞接触面上的推力。但是，这种滑动靴还没有明显地被人们视为适用于固定缸体/组合旋转斜盘机器。

发明概述

在此提出的本发明的一个主要特点是我们新的齿轮系统的一种特别的应用，该齿轮系统是美国申请NO.242743中提出的(1994年6月2日提出，题目为“可变角齿轮系统”)。

从其广义上讲，我们新的齿轮系统提供了新的齿轮传动方式用于直接连接两个轴，该连接方式可以从传动轴向从动轴传递旋转运动，而与此同时，允许两轴的轴线间的交叉角在一个宽的范围内改变，该范围延伸至180°的每一侧(即延伸至某位置的每一侧，该位置上轴线平行对准或重合)到不等于180°的某个可取最大角(例如±45°)。

我们已发现，我们新齿轮系统的一种特殊的排布可用于显著改进液压机的结构。即，在美国NO.252743中提出的我们新的齿轮系统的一种排布结构中，我们的配对齿轮的齿节圆具有相同的尺寸并且实际上总保持为相同球上的大圆。这种排布可以用于在两轴之间传递恒定的速度，而同时允许轴之间在任何平面上相互呈活动连接。另外，作为球面几何中的公理，这种大圆相交于两点，并且在交叉大圆间的球表面上形成的一对弓形围绕球表面划了一个巨大的双纽线(8字形)。配对齿轮间共同的接触点的相对运动在齿轮轴的所有有关角度调节位置上刻划出相应的双纽线；因此两个轴以恒定的速度旋转。

如上所述，在下面关于我们的齿轮的啮合轮齿结构和构造过程的叙述中，各齿轮的齿节圆在理论上可认为是同一齿节球上的大圆。但是，为了考虑我们的齿轮间的相对运动，齿轮副中的每一个齿轮当然应具有其自已的相应的理论齿节表面。所以我们的齿轮中的每一个也应被认为在一对齿节球中的相应一个球上具有其理论齿节表面，该对齿节球为同心并且具有大致相等的半径，但是该对齿节球允许有足够的间隙以使内齿节球相对于外齿节球章动。我们的两个相应齿轮的齿节圆彼此相交于位置偏离180°的两个点上(即“两极”)，在章动过程中由于两极绕齿节球的表面回旋，两个相应齿节球的旋转轴线在任何时间任何角度位置上都相交于两个齿节球的重合球心上。

对于上述我们的齿轮系统，我们采用具有预定齿节圆并带有内轮齿的第一齿轮，然后用一个与第一齿轮齿节圆相同的带有外齿的第二齿轮与之配对。齿轮具有配合轮齿，该配合轮齿在偏离180°的两个区域相啮合；并且由于它们的齿节圆尺寸相同，所以它们以1∶1的比率旋转。

如本文提出的我们的液压机发明中所采用，一对1∶1“恒速”齿轮用于支承液压机的旋转斜盘组件的摇摆器。但是，在这种特定的应用中，我们独特的齿轮副不在两轴间传递旋转运动而只传递章动运动；并且配对啮合轮齿不但防止章动摇摆器的旋转，而且允许摇摆器自由地、平静地跟随章动双纽线运动，甚至是在机动车传动所需的高速情况下。

我们提出了用于支承摇摆器的章动齿轮的四种不同的轮齿结构，即：圆/切线(“CT”)结构，圆一菱形(“CD”)结构，“弓形”结构和弓形/反转曲线(“L/IC”)组合结构，以下详细描述所有这些结构。所有这些结构允许章动齿轮的轴线在一个连续的角度范围内反复不定地相交，该角度为从180°的每一侧至某个可取的最大角；并且所有结构有一个共同的特点：当从相应齿轮的一个齿节平面看去时，每一个配对齿轮的每一个轮齿表面的至少中央部分是一个圆的弧，该圆的直径的选取使得，当齿轮章动时，它们的轴线可以相交于整个连续角度范围内，该角度范围从重合对准位置至某个最大的可取角(例如18°、30°等)。[注：对于每一个我们的齿轮，其相应的“齿节表面”是一个齿节球]。

在CT和CD结构中(以及在L/IC结构的一个齿轮中)，当从齿节平面上看去时，只有各轮齿的中央部分，是由一个圆的弧构成的；而在弓形结构中，各轮齿表面的整个纵向曲线是一个圆的弧。

在用于我们的章动齿轮的所有较佳结构中，径节距的选取使得，当齿轮的轴线相互倾斜成最大可取角时，在齿轮间的两个啮合区域的每一个中，每个齿轮的配合轮齿中的2个或多个将同时处于啮合状态。同传统齿轮结构一样，轮齿厚度的选取应确保预期的荷载会被啮合中的轮齿安全地承载。

在CT和CD结构中(以及在L/IC结构的一个齿轮中)，当从齿节平面看去时，各配合轮齿的两个轮齿表面的中央部分分别为一段弧，该弧构成预定直径的一个圆的相反的两侧。

在弓形结构中，构成各轮齿表面整个纵向曲线的弧也取自预定直径的一个圆。但是，在弓形结构中，该圆与球表面上形成的特定的圆相同，在该球上各轮齿的齿节圆为大圆，并且有直径对着一个角，该角从球的中心度量并等于齿轮轴线间相交叉的最大要求角。

我们的齿轮的轮齿在顶面和底面之间最好做成直边形状，因为(a)配合轮齿相互之间不“滚动”，而是有点像准双曲面齿轮一样，共享滑动触点，以及(b)直轮齿边加长了配合轮齿上的触点图形。但是，也可以采用其它的形状，虽然渐开线形状与CT、CD和L/IC结构不太匹配，但它与弓形结构相当匹配。

我们特殊的章动齿轮结构当用于高速/高压机器时，可很容易地承受非常大的旋转力，并且它们阻止旋转斜盘摇摆器的旋转而允许其平滑地双纽线型章动；只用一对我们的齿轮就能做到这一点，该对齿轮只占用很小的空间。除了用于支承其旋转斜盘的我们特殊章动齿轮结构，本文提出的液压机还包括各种滑动靴轴承结构，该轴承结构允许进一步明显地减小液压机的尺寸和重量。

本文还提出了用于我们的液压机的一种典型结构，该液压机中壳体由三个不同的单元组成，即，一个筒体单元和一个端盖，它们分别可拆卸地安装在一个中央单元的相应一端，该中央单元中装有旋转斜盘组件。除了包括固定缸体以外，筒体单元也包含接口、通路以及控制液压流体必需的阀门；并且在靠近端盖处的中央单元的一端安装一个管式轴承用于支承传动部件。我们的典型液压机的马力额定值可以很容易地改变，而不修改端盖或其附近的轴承以及不修改旋转斜盘组件或筒体单元的任何一部分，其缸体的轴向尺寸除外。大大改变我们的液压机排量(例如从7立方英寸至11立方英寸)所需做的只是改变旋转斜盘的最大倾斜角(例如从18°至30°)，该改变可以通过(a)只修改筒体单元中缸体的轴向长度，(b)用一个半径相同而轴向尺寸不同的相似的中央单元来代替中央壳体单元，以及(c)只在其相应的轴向尺寸上修改传动部件和活塞。

采用这些创造性的结构，我们的液压机以明显减小的外形提供了相对较高的马力；即，它明显超过了类似物理尺寸的现有商业可用单元的马力密度。

附图简述

图1为液压机的组合旋转斜盘的简要和局部剖面图，为简化起见省去了许多部件，章动斜盘的摇摆器通过一对我们的章动齿轮限制了其旋转。

图2A、2B和2C简要展示了配套轮齿触点间的相对运动，该触点位于一对我们的章动配对齿轮的齿节表面上，配对齿轮的装配方式如图1所示，其中外齿轮绕固定的内齿轮章动，齿轮的轴线互相倾斜成一个选定的最大角。

图3是图2A、2B、2C中表示的相应一套轮齿触点间的相对运动的曲线展示。

图4是图1的配对齿轮的一部分的简要展示。其中以轴向视图展示了齿轮，齿轮的相应轴线重合对准(即180°)，并且展示了各齿轮的齿节圆上连续轮齿间的投影弦线中心距离。

图5简要展示了图4所示同一对齿轮的一部分，该对齿轮反复不定地相交于一选定的最大可取角度x，展示了当齿轮绕其相应轴线章动时位于修正的平面投影上的啮合轮齿。

图6是本发明的一对齿轮的啮合轮齿的局部外形的简要展示，该图取自轴线相交成180°的齿轮的径向中心平面上。

图7是本发明的CT结构的齿轮轮齿外形的简要展示，该外形展示在其齿轮的一个齿节表面上。

图8A、8B和8C是具有本发明的CT结构的一对章动齿轮的啮合轮齿外形的简要展示，该外形被展示在修正的平面投影上，并且该对齿轮的轴线相交于可取的最大角x；图8A和8B分别表示中心偏离180°的两个啮合区域，该两个啮合区域上齿轮同时相啮合，而图8C表示的是图8B所示啮合区域，该啮合区域的中心已围绕齿轮的齿节圆又进一步章动了3/4圆周齿距的距离。

图9A和9B展示了用于确定具有本发明的CD结构的一对齿轮的轮齿形状的几何构造过程。

图10是具有本发明的CD结构的一对齿轮的啮合轮齿外形的简要展示，该外形展示在修正的平面投影上。

图11是CD和CT结构轮齿上所需的非常小的尖作圆角间隙的简要展示，在展示中尖作圆角被夸大了。

图12和12B简要展示了具有本发明“弓形”结构的轮齿，图12A展示了确定圆弧的几何构造过程，该圆弧构成了各轮齿表面的纵向曲线，而图12B展示了当齿轮章动运动且其轴线反复不定地相交于一个选定的最大角时两组啮合轮齿的情况，轮齿的外形又一次展示在修正的平面投影上。

图13A和13B简要展示了具有本发明的L/IC结构的一对齿轮的啮合轮齿的外形，该外形展示在该对齿轮的修正的平面投影上；在图13A中齿轮的轴线相交成可取最大角，而在图13B中轴线相交成20°。

图14是具有本发明的旋转斜盘安装组件的液压机的局部简要剖面图，章动斜盘的倾角是可调的；图中省去了用于调整旋转斜盘倾斜度的伺服机构。

图15相对简要地展示了用于调节图14所示液压机的旋转斜盘倾斜度的伺服控制机构，该图展示了液压机的旋转斜盘部分，为简化及清析起见，图14中所示的许多部件被略去了。

图16是图14所示的液压机的放大详图，该图展示了用于旋转斜盘安装的本发明的压力平衡滑动靴轴承组件部分。

图17是图14所示液压机的又一个详图，该图取自W-W平面并只展示了本发明的压力平衡滑动靴轴承，该轴承装在组合旋转斜盘的摇摆器部分的后表面上。

图18简要展示了本发明的固定角旋转斜盘组件。

最佳实施例的详细描述

章动齿轮系统

如上所述，我们的液压机的主要特点是一对章动齿轮，该章动齿轮副用于限制旋转斜盘摇摆器部分的旋转。图1至5介绍了这些特殊章动齿轮的大体特征。

图1中，一个内齿轮10固定在壳体12上，该图为液压机的旋转斜盘组件的简要和局部剖面图，为简化起见图中省略了许多部件。一个配对外齿轮20固定于摇摆器14的外圆周表面，该摇摆器14和一个转子16共同构成一个组合旋转斜盘。即摇摆器14接受并支承安装于相应缸体(本图未示出)中的活塞18的端部，而转子16随着传动部件24的轴22旋转。

外齿轮20的轴线40与摇摆器14的前表面26垂直，并且轴线40与传动部件24的旋转轴线相交于点28，该点也是有效中心，围绕该中心转子16相对于旋转轴线42倾斜。内齿轮10的轴线与旋转轴线42相重合。

从这个简要图示说明中省略的许多部件之一是一个适当的机构，该机构用于调节转子16相对于旋转轴线42的倾斜度，调节方式为这方面从所周知的方式，该机构在以下描述的我们的液压机的一个更完整的实施例中会得到展示。为了理解本发明章动齿轮的特点，应假定转子16相对于旋转轴线42的倾斜角可以连续地变化，即从图中所示的角度向后经过180°(即轴线40和42相重合的位置)至小于180°的一个相等的角度。

当转子16随轴22旋转时，轴线40绕轴线42章动。从以下进一步的解释中可以理解，在它们的轴线以一定的相对角度进行这种章动的全过程中，齿轮10和20的齿节表面在两个啮合点上保持啮合，该两个啮合点位于同一个齿节球的表面上，各啮合点的中心位于通过齿节球球心的一条线上，该球心与两轴线的交叉点相重合。例如，在图1所示的时刻，齿轮10和20的两个啮合点的中心位于线32上，该线垂直于图纸表面并穿过点28。另外，当轴线40和42重合于180°位置时，两个齿轮10和20的所有轮齿以与已知齿轮连接相似的方式全部处于啮合状态。这种全啮合状态可以从图4所示的齿轮10和齿轮20的一部分中看到。

但是，每当它们相应的轴线的相对角度位置反复不一地调节出180°对准位置时(如图1所示)，随着齿轮20绕轴线42和10的章动，齿轮的轮齿连续地移入和移出啮合状态。移入和移出啮合的齿轮10、20的这种相对章动运动如图2A、2B和2C简要所示，当轴线40、42相交成某个适当的最大角力时，该三图分别表示三个不同的相对章动位置上齿轮的齿节圆。随着章动齿轮的配合轮齿移入和移出啮合状态，图2A、2B和2C展示了其中四组不同的轮齿接触点的相对位置。

图2A中，内齿轮10上的轮齿接触点A与外齿轮20上的轮齿接触点A’相啮合，而同时，内齿轮10上的轮齿接触点C与外齿轮20上的轮齿接触点C’相啮合。图2B展示了齿轮章动90°以后每个齿轮上的相同轮齿接触点，此刻齿轮10上的轮齿接触点D和B和齿轮20上的D’和B’处于啮合接触状态。进一步章动1/4圆周以后，如图2C所示，齿轮20已转完其绕齿轮10章动周期的一半，并且轮齿接触点A、A’和C、C’再一次相啮合，等等。

图2A、2B和2C中表示的轮齿接触点全部位于其相应齿轮的齿节圆上，并且从几何上讲，这些齿节圆都是同一球上的大圆。所有大圆在离开180°的两个位置相交。图3简要表示了图2A、2B和2C中所描述的相应一组轮齿接触点间的相对运动，即随着齿轮10、20做一周的章动，跟踪轮齿接触点A、A’的相对运动。虽然相应齿节圆在图3中以平面投影的方式表示，但我们可以看到，在每一章动周期内每一个轮齿接触点2次有效地成为齿节球的一极，并且每对共享接触点轨迹为双纽线(即一个“球表面上的8字形”)；并且如万向节技术中众所周知的一样，为了在两个活动联接的轴之间传递相同的速度，这种双纽线型的运动是必要的。

如上所述，图4简要表示了图1的章动齿轮副的一部分，展示了内齿轮10和外齿轮20在其相应的轴线重合对准于180°的情况。在这个位置，相应的齿节圆10’和20’也是重合的。重合的齿节圆上表示的是内齿轮轮齿I1和I2的轮齿中心44和45，以及外齿轮轮齿E1、E2和E3的轮齿中心46、47和48。该图还展示了连续轮齿中心46、47和轮齿中心47、48之间的投影弦线中心距离PC。

图5简要表示了与图4所示的齿轮10、20的大致相同的部分。但是在图5中，齿轮的轴线反复不定地相交(如图1)于选定的最大可取角力，并且轮齿是通过每一组轮齿相应的齿节球的修正的拉直平面投影来表示的。平面投影的修正使得每一个平面投影上的连续的轮齿间的中心距离等于轮齿中心间的投影弦线距离PC。

——[注：参考用于说明我们的轮齿形状的平面投影和平面几何构造过程，需要记住的是我们的齿轮系统基于球形几何形状。即我们附图的平面上的投影表示的是相应球体表面上的线条，该球体上齿轮的齿节圆为大圆。例如，参考图5中表示的内/外齿轮组合，齿轮10和20的轮齿的展平的投影位于同一齿节球的表面上。]——

当齿轮10、20一起章动，并且它们的相应轴线反复不定地相交成预选的可取最大角x时，随着绕支点28的旋转它们的两个啮合配合中心跟随线32移动；并且图5展示出，即使在最大角度时，齿轮之间传递的荷载也由10个轮齿来共同承担。即虽然图5中显示只有5个轮齿处于啮合配合状态时，但如上所述，齿轮10、20总是在偏离180°的两个啮合中心同时啮合。

重要的是要理解，我们的齿轮与传统的齿轮传动不大相同；并且由于具有2个同时啮合的中心，所以它们不以以前文献中齿轮传动系统众所周知的方式章动。类似地，传统设计的轮齿不适用于这里揭示的我们的液压机发明。必须使用独特的轮齿结构，该结构已开发出来用于上面确认的我们的新型的“可变角齿轮系统”发明，以下描述这种结构在本发明中的应用。

轮齿结构

以下轮齿结构适用于本发明的章动齿轮。

(a)基本结构部件

参考图6，根据本发明的一对齿轮50、52的啮合轮齿的部分轮廓如图简要所示，并具为清楚起见，外齿轮52没有以剖面形式表示。齿轮的轴线对准在180°上，并且该轮廓取自齿轮的径向中心平面。图中显示，两个外齿轮轮齿54、55与三个内齿轮轮齿56、57、58完全啮合。

从图6中可以看出，所有轮齿的工作表面都是直边。这是较佳的外形形状。前面刚刚解释，一旦我们齿轮的轴线离开180°的位置使其进行一定的章动运动，则齿轮围绕它们的两个共享啮合中心连续移入和移出啮合状态。这种运动导致配合轮齿的表面互相滑动，滑动的方式有点像准双曲线齿轮的啮合轮齿之间发生的滑动接触。较佳的直边轮齿表面通过啮合产生一整条滑动触点线。另外，虽然直边轮齿可设计成沿径向线60，但(如线62所示的)花键形状是最佳的。

根据我们的发明设计的轮齿具有一个共同的特征，这一点可以采用一个例子来说明，例中的一个轮齿是根据本发明的CT(圆——切线)结构制做的。图7简要示出了CT轮齿64的轮廓，该轮廓被展示在其齿轮的齿节平面上。这种CT轮齿，像根据本发明得到的所有轮齿一样，具有以下基本结构特征；轮齿64的工作表面的中央部分66、67位于其径向中心线的两侧，并且由一个圆70的弧构成，该圆的直径的选取使得，当其齿轮在荷载作用下章动时，配对齿轮的轴线的交叉位置可以连续地变化，变化范围从180°的对准位置至180°的每一侧某个预先选定的最大可取角度位置。形成每个CT、CD和IC轮齿的两个工作表面的中央部分的圆弧位于同一个圆上；但是，每个弓形轮齿的两个工作表面是具有相同直径的圆弧时，但他们不在同一个圆上。这些特点以下详细讨论。

另外，我们的所有结构中，所需的单个圆的直径的选取应确保，配对齿轮共享的每一啮合中心周围至少有2个配合轮齿会同时处于啮合状态。单个圆的直径及其它参数的选取将会在以下用于我们的发明的四种最佳轮齿结构的解释中进行描述。

(b)CT(圆-切线)轮齿结构

如以上所述并从图7中可以看出，我们的CT轮齿的设计始于一个圆的选取。这个第一步可以采用齿轮传动技术中众所周知的方式来完成，即我们的齿轮副的尺寸和强度规格最初根据压力、马力和应用场合(例如恒定荷载自行车工业、机动车传动等)来确定，所述应用场合中将采用我们的旋转斜盘组件和液压机。即，齿轮的齿顶圆(最大直径)可能受到齿轮传动必须运行的物理空间的限制，并且径节距的选取必须使得轮齿的公称弦线厚度(即每一轮齿沿齿节圆的弦线厚度)足以使相啮合的轮齿数量可以承载预期的最大荷载。

在这方面，必须记住的是，一对我们的章动齿轮能承载相同尺寸的一对传统齿轮的2倍荷载。即，由于我们的齿轮副具有偏离中心180°的两个啮合区域，所以它们比相同尺寸的传统齿轮的啮合轮齿要多一倍，并且经节距的选取可以使得公称弦线厚度明显小于传统齿轮所需的厚度。

再参看图7，选定适当的齿高尺寸和径节距之后，单个圆70用于形成轮齿的中央部分。圆70的半径为R，该圆沿径向中心线68具有要求的公称弦线厚度D。

再者，最好充分延伸每个齿轮的纵向表面宽度以确保我们的齿轮副共享的两个啮合中心的任一个周围至少有2个轮齿处于啮合状态。要达到这一点，首先要确定特定应用场合所需的角度变化。例如：许多旋转斜盘规格可能要求不大于15°，而其它应用场合可能会要求大于30°。如上所述，我们将这个要求的角度变化称为“可取最大角x”。

在图7所示的例子中，我们假定可取的最大角x为40°。角度x标记在径向中心线68的每一侧(用点AB和EF之间的构造线来表示)，所以点A和E度量轮齿表面66上中心线68的每一侧的相应轮齿表面角x(本例为40°)，而点F和B度量轮齿表面67上的相同轮齿表面角。

每一个相应的轮齿表面66、67通过构造轮齿表面延伸部分而得到伸展，该延伸部分分别由直线72、73和74、75做为轮廓线，每一直线沿切向引向相应的轮齿表面角点A、E、F、B。每一延伸线72、73和74、75分别从其切点伸展到与轴心线76的投影交点，从而完成轮齿表面延伸部分的构造过程。在最终的轮齿形状中，这些延伸部分的尖端最好剪切成虚线所示的形式。

由于每一延伸线72、73和74、75垂直于引向其切点的相应径向线，所以通过简单的几何分析可以看出，每一延伸线和轴心线76的夹角也等于x(该情况下为40°)。

根据这种CT结构制做的轮齿随着我们的齿轮以变化不定的交叉角章动而适当地滑入和滑出啮合状态。还有，这种CT结构还确保，在我们齿轮副的啮合中心之一或两个中心上，即使是当齿轮轴线相交于最大可取角度的情况下，也会有两个以上配合轮齿来承载荷载。

另外，如果径节距的选取使得每一齿轮具有奇数轮齿，则这种结构确保，当齿轮相交于最大可取角时，齿轮副的两个啮合配合中心周围都会有2个以上配合轮齿来承载荷载。这后一种情况如图8A和8B简要所示，该图展示了根据本发明的CT结构设计的一对齿轮的啮合轮齿的轮廓，该轮廓以修正的平面投影方式表示，并且该对齿轮的轴线相交于可取的最大角x。

图8A展示了根据以上所述方法设计的CT齿轮副的第一个啮合区域，而图8B展示了同一对齿轮在同一时刻的第二啮合区域。为了说明的目的，再一次假定轮齿的设计适用于可取的最大角度x°。如上所述，这样便设定了一个角度范围，该范围从X°延伸到某位置的每一侧，该位置上轴线是重合的，因此得到了两倍于x°的一个总的活动连接。

图8A中，外齿轮轮齿80的中心位于第一啮合区域的中心，并且外齿轮轮齿80与内齿轮轮齿81、82相啮合。与此同时，在如图8B所示的第二啮合区域，内齿轮轮齿83的中心位于啮合区域的中心，并且内齿轮轮齿83与外齿轮轮齿84、85相啮合。因此，当通过该齿轮副相连接的轴相交成最大角时，有6个轮齿共同承载荷载。

图8C展示了齿轮均向前章动3/4园周齿距之后如图8B所示的第二啮合区域的情况。在图8C所示的时刻，外齿轮轮齿86的径向中心线已变得与内齿轮轮齿87的右延伸部分相接触，并且这两个轮齿的触点线开始其沿轮齿86前表面的向右滑动和沿轮齿87后表面的向左滑动(如图中所示)。同时，内齿轮轮齿87和外齿轮轮齿85的触点沿轮齿87的前表面向左滑动并且沿轮齿85的后表面向右滑动。

如上所述，当齿轮的轴线定位在可取的最大角x位置时，相啮合的轮齿的数量代表了各种预期的操作条件下啮合轮齿的最小数目；并且，当轴线大致对准在180°位置时，两个齿轮像偶合连接方式一样互相完全啮合。所以如果选定的径节距和轮齿的公称弦线厚度，在可取的最大角啮合轮齿数目情况下，足以承载预期的荷载，则齿轮副在较小的角度定位的情况下具有适当的强度。

精通齿轮传动技述的人会知道，由于我们的齿轮间的滑动接触，所以必须特别考虑轮齿表面的可能的划痕。当轴角接近180°时，随着它们移入和移出啮合状态，每对啮合轮齿相对滑过的轮齿表面距离减小。因此，当齿轮之间的轴线角减小时，滑动速度减小，并且，如果轮齿之间的表面压力和滑动速度在可取的最大角情况下是可接受的话，则划痕问题的可能性会最小。

(c)CD(圆一菱形)轮齿结构

虽然可能有其它的方法来确定适用于我们的可变角章动系统的轮齿的结构参数，但我们通过一般的几何构造来完成；如图9A和9B所示的我们的CD轮齿的一般的几何构造过程如下所述；

(1)与上面所述的关于我们的CT轮齿的方式相同，我们的CD轮齿的设计也是首先确定与应用场合相一致所需的尺寸和强度规格，该应用场合中将使用齿轮传动，然后，为轮齿选择一个适当的齿高尺寸、径节距和公称弦线厚度。

(2)初始选定这些适当的基本参数以后，齿轮副中的外齿轮的一部分便在轴向视图中绘制出来，如图9A的右手部分所示。即，其齿节圆a的一部分以及至少2个轮齿中心b和c被绘制出来。选择通过轮齿中心b的径向线d来标出“建议啮合”中心，并且绘制出的外齿轮的齿节圆a的一部分的拉直平面投影a’垂直于径向线d。

(3)在径向线d和拉直齿节圆a’的交点上标出投影轮齿中心b’，如上所述，用作建议啮合中心。然后，将靠近轮齿中心b的第二轮齿中心c，从最初绘制的齿节圆a向拉直的齿节圆a’投影，得到投影轮齿中心c’。

(4)下面，围绕轮齿中心b’和c’分别绘制出圆e和f，各圆的直径等于上面步骤(1)选定的径节距所确定的公称弦线轮齿厚度。精通该技述的人会知道，这个直径也等于齿轮的投影圆周齿距的一半(如两个投影轮齿中心b’和c’中间的相同直径的虚线圆所示)。

(5)齿轮副中内齿轮的齿节圆g的拉直的平面投影以一定角度x穿建议的啮合中心b’来绘出，该角度被选定等于齿轮轴线间交叉的最大要求角度，并在拉直齿节圆g上标出2个新的轮齿中心h和i，该轮齿中心h和i离开一个距离定位，该距离等于投影圆周齿距，并且二者的中点为啮合中心b’。围绕中心h和i画出与轮齿圆e和f具有相同直径的新圆k和m。

(6)现在参见图9B，该图是始于图9A左侧部分的投影啮合构造的继续。拉直的齿节圆g也为各轮齿圆k和m的径向中心线，并且将角x(该角等于齿轮轴线间相交的可取的最大角)标于中心线g的两则及轮齿圆k的两个相反表面上，因此，在轮齿圆k的每一相对表面得到两个相应的轮齿表面角(X°)。然后在轮齿圆k一侧的相应轮齿表面角的外点o和p之间画弦n，并且通过轮齿中心h和弦n绘制平分线q。

(7)从点o画一条线，该线与轮齿圆f表面相切于r位置，并结束于其与平分线q的交点s。从点s向弦n的另一端点p画第二条线，则得到的等腰三角形ops的相等的两个边构成了延伸部分的基本形状，该延伸部分在轮齿圆k的一侧的轴向方向上增大了轮齿的纵向宽度。现在延伸平分线q来形成轮齿的轴向中心线，然后从图9B所示轮齿圆k的另一侧的相应轮齿表面角的外点延伸画出相同尺寸的三角形，从而完成相反轴向方向上的延伸部分。

(8)然后，围绕轮齿中心k按上述方式绘制的，具有明显“圆一菱形”轮齿形状的外形用于两个CD配对齿轮的轮齿中(当从齿轮的齿节平面看去时)。当然，如精通齿轮设计和制造的人所知，虽然我们最终的CD轮齿形状大致为这种形式，但必须在尖作圆角、间隙、边缘和表面光洁度等方面进行一些小的改进。

图10简要展示了一套这种类型啮合CD轮齿，其中齿轮定位在啮合中心88周围，并且齿轮轴线定向在选定的可取最大交叉角为X°的位置。在这个最大角情况下，我们可以看到，三个内齿轮轮齿90、91、92与两个外齿轮轮齿93、94相啮合。所以，像我们的其它轮齿结构一样，同传统齿轮系统相比，该齿轮结构总是有较多的CD轮齿处于啮合状态以承载预期的荷载。

我们的CT、CD和L/IC齿轮都具有另一个结构特点，即都需要一个非常小的尖作圆角以得到齿隙。图11以夸张的形式展示了这种尖作圆角的简要透视图：外齿轮CD轮齿114的轮齿表面在其相应的延伸部分116、117的上齿顶处稍微剪切掉一部分，剪切的厚度从轮齿径向中心线处的零增大到最大值，该最大值位于轮齿表面外边与轮齿轴向中心线的交点上，为了给出关于所需切削量的体会，外径为10cm(4”)的外CD或CT齿轮的轮齿在其外边处会要求大约0.2mm(0.008”)的最大尖作圆角。

这种稍微的尖作圆角可很容易地在我们的齿轮制造过程中完成。例如，在齿轮首先被锻造成“粗造但接近最终的”形状的过程中，锻造的粗造齿轮可以采用精加工刀具通过CBN研磨来抛光，该精加工刀具具有配对轮齿的形状，而没有任何尖作圆角。

(d)弓形轮齿结构

我们的齿轮系统还包括另一种轮齿结构，该结构容易制造并特别适用于某些章动应用场合。我们称这种结构为“弓形”，这是因为每一轮齿的每一相对工作表面的整个纵向表面的轮廓都是由一个圆的弧构成的；并且，当从齿轮的一个齿节表面看去时，每一轮齿的两个工作表面的轮廓会呈现一个弓形形状。(从几何上讲，“弓形”是一个球面上两个相交的大圆所界定的区域。)这种弓形结构的解释将参考图12A和12B。

图12A展示了用于确定圆弧的几何构造过程，该圆弧形成各轮齿表面的纵向曲面。首先，与上述关于我们的CT和CD轮齿的方式相同，我们的弓形轮齿的设计也是先确定与齿轮应用场合要求一致的尺寸和强度规格，而后为轮齿选定适当的齿高尺寸、径节距和公称弦线厚度。利用这些数据简单绘制出外齿轮115的径向剖面，定出齿高圆116、齿根圆118和齿节圆120；再加上几个轮齿的轮廓线。

然后在径向线124、125之间从齿轮中心122绘出预选的可取最大角x(该例中为25°)；在两个相应的点127、128之间画弦126，在该点127、128上径向线124、125与齿节圆120相交。测量出弦126的长度作为直径X，该直径用于产生一个圆，该圆的弧形成了齿轮的弓形轮齿的工作表面的整个长度。

在图13B所示的进一步构造中，在修正的平面投影(如上所述)中绘出了外齿轮115和配对内齿轮130，其中齿轮的轴线相交于预定的可取最大角(如25°)，并标出了建议的啮合中心132。绕中心132画出直径为X的圆，并且这个圆的圆弧构成外齿轮轮齿134的前表面和外齿轮轮齿135的后表面。中心132也用于标出外齿轮轮齿的中心，因而沿齿轮115的径向中心线136以连续的与预定的圆周齿距相等的距离进一步标出外齿轮轮齿中心137、138。然后，利用相同直径X的圆和连续的中心137、138等，绘制出其它外齿轮轮齿的前表面和后表面。

类似地，从啮合中心132两侧距离一半圆周齿距位置标出两个点，即连续轮齿中心139、140沿内齿轮130的径向中心线被标出。然后，利用相同直径X的圆和连续的中心139、140等，便绘制出内齿轮130的轮齿的前表面和后表面。精通齿轮制造的人很容易理解，这种弓形的轮齿可以采用内径为X的空心圆柱铣刀来成型。

我们可以看到，采用如图所示的这种结构，当齿轮之间的轴角为最大角时，许多弓形轮齿(例如，每个啮合区域大约10个轮齿)将会在其两个表面上完全啮合。但是，各弓形轮齿的公称弦线厚度不如其配对齿轮的轮齿间的空间大，所以，当轴角从最大向180°对准位置减小时，啮合弓形轮齿的反向间隙增大，并当轴线达到180°对准状态时，反向间隙达到最大。因此，我们的弓形轮齿结构不适用于总是需要较小反向间隙的应用场合，例如，在正常的操作中发生一定频率的预期轴旋转反向的场合。

(e)弓形/反转曲线(“L/IC”)组合结构

图13A和13B是本发明的另一对齿轮的啮合轮齿的外形示意图。我们称这种结构为弓形/反转曲线组合结构(“L/IC”)，原因在以下描述中可明显看出。轮齿的外形再一次表示在齿轮副的修正的平面投影上，其中轴线相交于可取的最大角状态。当然，必须记住的是，这种平面投影只模拟齿节表面为球形的真实齿轮。即，如果图13A所示齿轮采用传统的方式在齿节圆柱上错误的构造出来，则会出现严重的干扰。但是当在齿节球上绘制出来时，这些轮齿将啮合于整个角度调节范围内，而不会出现干扰或过分的齿隙。

同以上描述的我们的其它轮齿结构一样，图13A和13B中的轮齿最容易用制图的方法来解释。对于这种L/IC轮齿，其结构的构造通常首先是确定一个适当的齿高尺寸、径节距和轮齿的公称弦线厚度以及所需的最大角x，齿轮轴线预期通过该最大角反复不定地与180°的每一侧相交叉。

根据这些选定的参数，绘出两个齿轮的齿节圆的平面投影，二者相交于最大角(在图13A所示的例子中，角度为45°)；与CT和CD结构一样，一个齿轮的一个轮齿中心80位于齿节圆的交点上。利用选定的圆周齿距P’，在每一个齿节圆上分别标出其它的轮齿中心81’、82’和83’、84’、85’。然后各轮齿的中央部分被确定为直径等于要求弦厚的圆的一部分。也就是说，每个相应园的半径T确定为弦厚的一半(即圆周齿距的1/4)。

因此得到的第一个齿轮的轮齿具有弓形结构，各轮齿的各轮齿表面87’、88’、89’、90’的总长度为一个圆的弧，该圆的圆心位于第一齿轮的齿节圆上并且其半径R’为：

R’=3T=3D’/2=3P’/4因此，半径R’等于选定的弦齿厚的1.5倍，也等于圆周齿距的3/4。

第二个配对齿轮的轮齿，以与上述我们的CT和CD轮齿十分相似的方式，在轮齿中心80’、81’、82’周围形成。即，各轮齿表面的各个圆弧中心部分91’、92’具有分别沿轴向方向伸至其端部的延伸部分93’、94’；各相应延伸部分93’,94’的表面是一条线，该线(a)从圆形中央部分91’、92’的两个点A’、E’和F’、B’之一伸出，该点A’、E’和B’、F’位于轮齿径向中心线95’的相对一侧，并位于相应的预定轮齿表面角x位置上，该线(b)伸向其与轮齿轴向中心线96’的投影交点。还有，同我们的CT结构一样，在我们的L/IC结构中，各相应轮齿表面延伸部分的表面与每个轮齿表面的圆形中央部分相切。

但是，从图13A可以看出，各相应的轮齿表面延伸部分93’、94’是一个曲线，该曲线的曲率与圆形中央部分91’的曲率相反。这种反向弯曲的延伸部分作为一个圆弧其曲率中心位于其相应的轮齿表面角线A’B’和E’F’的延长线上。图中展示了轮齿97’的轮齿表面延伸部分的这种结构，其中延伸部分100’、101’、102’和103’的曲率中心分别是点104’、105’、106’和107’。在这种结构中，各延伸部分的半径R’等于其相应圆形中央部分半径T的三倍。

图13B展示了图13A所示的同一对L/IC齿轮的相同啮合状态，但其轴线的交角仅为20°而不是可取的最大角。我们可以看到，仍有5个轮齿处于啮合状态。所以，我们的L/IC结构比传统的齿轮系统总是提供较多的啮合轮齿；另外，当轴线对准在180°位置时，同齿轮偶合连接一样，其所有轮齿均处于啮合状态。

可变排量液压机

以下将参考图14、15、16和17描述我们的液压机发明的第一个最佳实施例。如上所述，我们的发明主要涉及旋转斜盘组件和机器的止推轴承部分。因为其它的部件在技术上众所周知，所以将这些部件一带而过。

图14是一个液压机的局部简要剖面图，该液压机装在一个三件模块化壳体中，该壳体具有一个筒体单元150a和一个端盖150b，它们分别用适当的螺栓(未示出)固定在中央壳体单元150c的每一端。壳体单元150a的内部形成有多个固定缸体152、153。该缸体中有多个“狗骨”状活塞154、155往复运动。壳体单元150a中还形成有适当的通路156、157用于向缸体152、153输送液压流体或从缸体152、153排出液压流体。进出缸体152、153的流体流量的控制是通过多个相应的3面径向阀158、159来实现，该阀也支承于壳体单元150a之中并由随传动部件162旋转的固定凸轮160同步操作

图中显示，径向阀158连接通路156和缸体152，而关闭缸体152和通路157间的连接。与此同时，径向阀159连接通路157和缸体153，而关闭缸体153和通路156间的连接。当机器作为一个马达操作时，通路156和157分别用于输送高压和低压液压流体。或当机器作为一个泵操作时，分别用于输送低压和高压流体。进出缸体152、153的液压流体的流动以及径向阀158、159的操作在工艺上非常好理解，所以不再做进一步的描述。

活塞154、155的冲程决定于组合旋转斜盘的倾斜角，该旋转斜盘具有一个摇摆器14’和一个转子16’，并且当转子随传动单元162旋转时，它还进行章动运动。转子16’通过一个球形轴承支座装于传动单元162上，该球形轴承支座允许绕支点28’的转子16’的倾斜角。

摇摆器14’接受并保持活塞154、155的球形端170、171；并且虽然它随转子16’章动，但是本发明的章动齿轮系统阻止了其旋转，本发明的章动齿轮系统在上面已有详细描述。即，一个内齿轮10’固定在中央壳体单元150c上，而配对的一个外齿轮20’固定在摇摆器14’的外圆周表面上。内齿轮10’的轴线与传动部件162的旋转轴线42’重合，并且外齿轮20’的轴线通过支点28’。

还有，与图1中简要所述的方式相同，外齿轮20’的轴线垂直于摇摆器14’的前表面26’，并且轴线40与传动部件162的旋转轴线42’相交于点28’。章动齿轮副10’、20’具有我们的CT、CD、弓形或L/IC结构的啮合轮齿，外齿轮20’绕内齿轮10’章动并按上面详细解释的方式限制摇摆器14’的旋转。

组合旋转斜盘的倾角通过伺服控制机构来调节，而图14中省略了该机构，图15中详细展示了该机构，图15相对简单地展示了图14所示的液压机的旋转斜盘部分并且为简化和清析起见省略了许多图14中已示出的部件。一个肘节连接件172其一端与转子16’相连而其另一端与围绕在传动部件162周围的控制活塞174相连。

套环176用键销固定以随传动部件162旋转，并且套环具有一个环绕传动部件162的圆柱形空腔177并接受形成于控制活塞174一端的法兰178。装在筒形壳体单元150a外侧的一个小伺服机构180包括具有2个面183、184的一个伺服活塞182，并且该伺服机构180封装在伺服缸体185中。位于伺服活塞182一端的一个控制杆186可手动移动，或借助众所周知的方法(未示出)来调节转子16’的倾斜度，并进而调节摇摆器14’的角度和活塞154、155(如图14所示)的冲程。

为减小旋转斜盘的倾斜度及活塞154、155的冲程，向右移动控制杆186，使活塞182的面183暴露出伺服缸体185内的接口183’并将入口188同壳体单元150a内的通路189相连接。这样便使加压流体可以从入口188经过通路189和通路190(在传动部件162上)流向套环176内空腔177的左手部分，因而将加压流体导入控制活塞174的法兰178的左手侧。

同时，伺服活塞182的面184的运动打开伺服缸体185上的接口184’以连接壳体单元150a上的通路192与排液口(未示出)，从而使流体从空腔177的右手部分通过通路192和193(在传动部件162上)排出。法兰178两侧产生的压力差使控制活塞174和肘节172移向右侧，从而使从动件195随控制活塞174向右移动。从动件195固定于伺服缸体185的一端，并且后者继续向右移动，直至其接口183’、184’再一次被伺服活塞182的面183、184堵住。

如果伺服活塞182的控制杆186向左移动，则上述过程反了过来：接口184’与流体入口188相通而接口183’与流体排放口相连。因此，加压的流体体通过通路192、193供向空腔177和法兰178的右手部分，并且允许空腔177左侧的液体排放。因而使空腔177的法兰和肘节172向左移动，增大了转子16’的倾斜度及活塞的冲程，直至随动件195使伺服缸体185和其接口183’、184’移向某个位置，该位置处伺服缸体185及其接口183’、184’再一次被伺服活塞182的面183、184堵住。

滑动靴轴承组件

如上所述，我们的液压机非常轻且非常紧凑，并且其重量和尺寸的减小主要是通过用于承载轴向力的压力平衡滑动靴轴承组件来获得的，该轴向力是通过往复活塞施加在我们的章动齿轮旋转斜盘安装和传动部件上。但是，在这方面重要的是要搞清，我们采用旧的众所周知的“滑动靴”技术的方式与以前的作法有很大的区别，即，我们的组件与以前的结构不同，在以前的结构中，当滑动靴随旋转缸体块中的活塞旋转时，滑动靴滑过轴承表面。我们的滑动靴不绕机器的旋转轴运动而是被保持在一个位置以形成一个轴承表面，旋转支承部件在该轴承表面上滑过。另外，只使用较轻的弹簧预加载来顶着他们相应的轴承表面弹性偏移我们的滑动靴。即，我们没有使用以前的结构中使用的重载弹簧，该弹簧向滑动靴施加一个较大的轴向力，因而由于必须克服这个附加的巨大的摩擦荷载，所以会导致效率损失。

现在再参见图1中简要的旋转斜盘组件，活塞18作用于摇摆器14和传动部件24的轴向推力通常用众所周知的滚动轴承组197、198来承载。当转子16随传动部件24旋转时，由于摇摆器14的旋转受到章动齿轮10、20的限制，所以滚动轴承197允许其相对于摇摆器14的旋转。活塞18的轴向推力通过滚动轴承197传至转子16，然后通过转子16传至传动部件24，并最终通过传动部件24的套环177’和滚动轴承198传至壳体12的一个轴承表面。

与上述的这种采用传统的滚动轴承来承载机器活塞的轴向推力相比，图14所示的我们的液压机的最佳实施例采用两套压力平衡滑动靴200、201，该滑动靴200、201分别独立地安装在摇摆器14’和转16’之间以及传动部件162的套环176和筒形环218之间，该筒形环218在轴向受到固定于中央壳体单元150c上的支承部件202的限制。

图16和17是图15所示的液压机的旋转斜盘组件部分的两个放大详图。图16展示了本发明的压力平衡滑动靴轴承结构的一部分，该轴承结构用于摇摆器14’和转子16’之间。多个滑动靴200中的每一个都与相应活塞154的球形端170对准，并且每一个滑动靴200具有一个毂204，该毂204被摇摆器14’后表面206中的相应的空槽205所接受。

图17是摇摆器14’的后表面206的简要轴向视图，该图展示了位于空槽205中的多个滑动靴200。每一滑动靴具有一个轴承表面208，该轴承表面208与转子16’的前表面210上的配对表面滑动接触。每一滑动靴200还包括一个形成于轴承表面208内的压力平衡空腔211；并且通过每一活塞154、摇摆器和每一滑动靴200分别形成流体通路212、213、214以连接每一压力平衡空腔和每一相应缸体152的头部。采取这种方式，各相应滑动靴200通过一个压力支承于转子16’的旋转前面210，该压力等于各相应缸体152的头部呈现的压力。

[注：非常精通本文献的人会认识到，滑动靴排布的环形方式与以前文献中的结构不同，以前文献中滑动靴的排布有点呈椭圆形；并且应注意到，某些应用场合如果需要的话，空槽205也可以按这种稍微呈椭圆形的方式来布置。]

另外，各滑动靴200通过一个预加载弹片216向转子16’的前面210弹性偏移。这在相关缸体的排空/充满冲程过程中，对于保持其轴承表面208和转子16’的接触是必要的。

如上所述，传动部件162的旋转套环176承载着第二套滑动靴201，该滑动靴201位于圆筒形环218的前表面中的空槽中，该圆筒形环218通过支承部件202轴向限定在壳体单元150c中。滑动靴201和圆筒形支承环218的前面的状态及关系实际上与如图17所示的滑动靴200和摇摆器14’的后面的状态及关系是相同的。

还有，与上述有关滑动靴200的方式相类似，各滑动靴201的相应轴承表面向着套环176的配合表面弹性偏移，并且各轴承表面具有一个形成于其相应轴承表面中的压力平衡空腔。另外，形成于壳体单元150c中的流体通路220将每一个相应的压力平衡空腔与其相关的缸体152、153的头部连接在一起以提供支承套环176的旋转表面的压力，该压力等于缸体的头部中呈现的压力。这种相同的滑动靴组件的基本结构还用于我们的液压机的另一个实施例中，以下将详细阐述。

固定排量液压机

图18简要展示了本发明的一个固定角旋转斜盘组件。为简化起见又省去了许多部件，并且可以假定，本实施例的其余部分的大部分部件实际上与图14所示实施例中出现的部件相同。

一个内齿轮10”固定于壳体12”上，而一个配对外齿轮20”固定于摇摆器14”的外圆周表面上，该摇摆器14”同转子16”构成组合旋转斜盘。摇摆器14”接受并支承装于相应缸体(本图未示出)中的活塞18”的端部，而转子16”随传动部件24”的轴22”一起旋转。外齿轮20”的轴线40”与摇摆器14”的前面26”垂直，并且轴线40”与传动部件24”的旋转轴线42”相交于点28”，该点28”也是转子16”相对轴线42”倾斜以旋转和章动的有效中心。内齿轮10”的轴线与旋转轴线42”相重合。

在本实施例中，转子16”以某个较佳角度x(例如30。)倾斜安装于传动部件24”上，并且齿轮10”、20”的配合轮齿根据上述结构之一来成形。

与上述组件相类似，转子16”具有一个毂224，并且摇摆器14”通过扳手螺母228和滚针轴承226保持在毂224上，并通过滚针轴承227与毂224分开。摇摆器14”的后表面206”具有多个空槽205”，空槽中装入相应滑动靴200”的毂部分。各滑动靴具有一个轴承表面208”，该表面通过一个弹片216”向转子16”的旋转前面210”弹性偏移。同图16所示的实施例一样，每个滑动靴200”的轴承表面208”中形成的一个压力平衡空腔211”通过适当的流体通路与相关活塞18”的缸体头部相连。

固定角转子16”的后表面用作传动部件24”的一个套环230”，从而得到一个滑过第二套滑动靴201”的配合表面。各滑动靴201”具有一个毂204”，该毂204”由圆筒形环218”的前表面中形成的相应空槽205”接受，该圆筒形环218”由支承部件202”轴向限制于壳体12”之中。滑动靴201”和圆筒形支承环218”的前面的状态及关系实际上与如图17所示滑动靴200和摇摆器14”的后表面的状态及关系相同。

另外，与上述其它滑动靴相似，各滑动靴201”具有一个轴承表面208”，该轴承表面通过一个弹片216”向传动部件24”的旋转套环230”弹性偏移(即向转子16”的后面)。同图14所示的实施例一样，各滑动靴200”的轴承表面208”中形成的一个压力平衡空腔211”通过适当的流体通路与各相关活塞18”的缸体头(见图4)相连接，以提供支承套环230的旋转表面的压力，该压力等于缸体的头部中呈现的压力。

再者，应注意到，滑动靴200”和201”不绕旋转轴线42”运动，而是分别被保持在摇摆器14”的后表面206”和圆筒形环218”的前表面上的相应的空槽205”中，只是提供了一个压力平衡轴承表面以与旋转和章动转子16”的前面和后面相配合。

如上所述，本固定排量实施例，的阀-缸体-活塞部件在图18中没有表示出来，但是它们同图14所示的我们的液压机实施例的筒形壳体单元150a中的阀-缸体-活塞部件是相同的。参考图14所示的部件可以理解，由于活塞18”通过其重复性的加压/排空冲程的交替压力而往复运动，与其对准的各滑动靴200”、201”通过与交替压力相等的压力的作用时时处于平衡状态，该交替压力呈现于其相应缸体的头上。

上述的非旋转滑动靴组件使得省去以前液压机所用的较笨重的滚动轴承组件成为可能。当我们的滑动靴组件同本文揭示的本发明的新的齿轮系统的章动齿轮相结合时，便得到如下液压机，该液压机可明显地减小尺寸和重量，并能平稳有效地承载高速、高压机动车和其它工业应用所需的重型荷载。

Claims (13)

1、液压机，该液压机具有：

——一个壳体(12)，多个活塞(18、154)可往复运动地安装于固定在所述壳体上的缸体中(152)，并沿圆周方向布置在传动部件(24)的旋转轴线(42、42’)周围第一个径向距离处，一个组合旋转斜盘，该旋转斜盘相对于所述旋转轴线的倾角可在预定最大角以下变化，所述活塞的冲程由所述旋转斜盘的倾角来确定；而且所述旋转斜盘具有：

——一个摇摆器(14、14’)，该摇摆器绕所述旋转轴线章动但不旋转，并且该摇摆器具有

——一个第一表面(26、26’)，在离开所述轴线所述第一个径向距离处，所述活塞与该第一表面相连接，以及

——一个外圆周表面，以及

——一个转子(16、16’)，该转子安装在一个支点上并通过所述传动部件而旋转，所以当它相对于所述旋转轴线倾斜一个角度时，所述转子随旋转运动而章动；

其特征在于：

——一个内齿轮(10、10’)，该内齿轮固定在所述壳体上并且其轴线与所述旋转轴线相重合；

——一个外齿轮(20,20’)，该外齿轮固定在所述摇摆器的所述外圆周表面上，并且其轴线与所述摇摆器的所述第一表面垂直；

——所述内齿轮(10,10’)和外齿轮(20,20’)的齿节表面是一对相应的齿节球，该对球为同心球并且具有大致相等的半径，但它们允许充分的间隙以使所述外齿轮(20,20’)绕所述内齿轮(10,10’)章动而不旋转，以及

——所述齿轮同时在两个相对于中心间隔180°的啮合区域处于轮齿啮合状态，并且，当从其相应的齿轮的齿节平面上看去时，至少一个所述配合轮齿具有一个纵向表面，该纵向表面的至少一个中央部分(66、67；A’-E’；B’-F’)是预定直径的一个圆的弧。

2、如权利要求1的液压机，其特征在于，其中所述旋转斜盘的倾斜情况为；

——以所述预定的最大角固定在所述旋转轴上。

3、如权利要求1的液压机，其特征在于，其中所述预定最大角为30°。

4、如权利要求1的液压机，其特征在于，其中各所述配合轮齿具有预选尺寸的弦线厚度(D)，并且所述圆的直径等于所述预选尺寸。

5、如权利要求4的液压机，其特征在于，其中：

——至少一个所述齿轮的各所述轮齿表面的所述圆弧中央部分具有2个分别与每一个其相应端部相连接的轴向伸展部分；及

——当从所述齿节球上看去时，各相应伸展部分的表面是一条线

a)该线从两个点(A、E)之一伸出并与所述圆形中央部分相切，该两个点相对地位于相应的预定的轮齿表面角(X)上，该角从所述轮齿表面的一个径向中心线(68)度量。

b)该线伸向其与轮齿的轴向中心线(76)的投影交点，及

——其中所述各相应轮齿表面伸展部分是一直线(72、72；O-S,O-P)或一曲线(93’、94’)，该曲线的曲率与所述圆形中央部分的曲率相反。

6、如权利要求5的液压机，其特征在于，其中各所述轮齿表面角(x)与所述预定最大角(x)相等。

7、如权利要求5的液压机，其特征在于，其中反转曲线是一个圆的弧，该圆的半径是所述圆形中央部分的半径的3倍。

8、如权利要求1的液压机，其特征在于，其中所述齿轮副的第二个齿轮的各所述配合轮齿的整个纵向表面(87’、88’)，当从所述第二个齿轮的相应齿节球上看去时，是由一个圆的弧构成的。

9、如权利要求1的液压机，其特征在于，其中所述齿轮副的至少所述第一个的各所述配合轮齿的轮齿表面，当从所述齿轮的一个径向中心平面上看去时，大致为直边形状，所述直边形状为(a)花键形(62)或者(b)遵循所述齿轮的一个径向线(60)，并且各所述轮齿表面的上齿顶(116、117)包括尖作圆角。

10、如权利要求1的液压机，其特征在于，其中：

——所述旋转斜盘的倾斜度可在第一位置和第二位置之间调节，在该第一位置上所述活塞的冲程最小，在第二位置上所述旋转斜盘以所述预定最大角倾斜在并且所述活塞的冲程最大；

——所述旋转斜盘的倾角通过肘节(172)来调节，该肘节可相对于所述传动部件轴向运动；以及

——所述肘节(172)的一端与所述转子(16’)相连接而所述肘节的另一端与控制活塞(74)相连接。

11、如权利要求1的液压机，其特征在于，其中：

——所述摇摆器(14’)在所述转子(16’)的一个配合表面附近具有一个第二表面；

——第一套滑动靴(200)分别位于所述摇摆器的所述第二表面上的空槽中，并与某位置直接对准，该位置上所述活塞与所述摇摆器的所述第一表面相连接，各所述滑动靴的一个表面与所述转子的所述配合表面滑动接触；

——所述转子的后表面(176)位于所述壳体中形成的一个轴承表面附近；

——第二套滑动靴(201)分别位于所述壳体的所述轴承表面上的空槽中，所述第二套的各所述滑动靴的一个表面与所述转子的所述后表面上形成的一个配合表面滑动接触；

——各所述套滑动靴的各所述滑动靴向其所述配合表面弹性偏移，并且各滑动靴包括形成于其所述表面中的一个压力平衡空腔，该所述表面与所述配合表面滑动接触；以及

——在各所述缸体的相应头和各套滑动靴的一个相应滑动靴的压力平衡空腔之间形成有一个相应的流体通路。

12、如权利要求1的液压机，其特征在于，其中：

——所述壳体具有一个筒体单元(150a)和一个端盖(150b)，它们可拆卸地分别装于一个中央单元(150c)的相应一端，该中央单元具有一定的轴向和径向尺寸；

——所述活塞(154,155)具有预定的径向和轴向尺寸，并被具有相配的径向尺寸的缸体(152、153)所接收容纳，所述缸体形成在所述筒体单元中；所述传动部件具有预定的轴向尺寸并通过安装于所述端盖附近的轴承来支承；并且所述旋转斜盘安装于所述中央单元之内；以及

——所述液压机可模块化改变，而不修改所述端盖和其附近的轴承、或所述旋转斜盘或除所述缸体的轴向尺寸以外的所述筒体的任何部分，以及通过

(a)用一个径向尺寸相同的类似中央单元代替中央壳体单元，只是轴向尺寸进行改变；和

(b)用一个传动部件和活塞取代所述传动部件和所述活塞，它们只是在其相应所述轴向尺寸上进行了修改。

13、如权利要求1的液压机，其特征在于，其中所述旋转斜盘的倾斜情况还可以为；

——在第一位置和第二位置之间是可调的，在该第一位置上所述活塞的冲程最小，在该第二位置上所述旋转斜盘以所述预定最大角与所述旋转轴线呈倾斜状态并且所述活塞的冲程最大。

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