CN115003912A - 双向摆线泵系统 - Google Patents

Abstract

公开了一种双向摆线泵系统，该双向摆线泵系统包括：具有180°狭槽的圆柱形壳体；偏心环，其中锁定销固定到该偏心环并且可移动地接合在该狭槽中；具有啮合齿的外转子和内转子，以及用于驱动内转子和系统的轴。该偏心环在外径上具有凸形轮廓。提供了一种正接触系统，该正接触系统可以是弹簧和柱塞系统或摩擦盘制动系统，以增加偏心环与外转子之间的摩擦力。该锁定销在两个旋转方向上留有间隙地在狭槽中移动，以提供自阻尼效应。吸入口在上游侧和下游侧均具有延长部分，以增加填充时间，使得泵可以具有高于5000rpm的填充速度，并且在5000rpm下，容积效率为至少90％。

Description

双向摆线泵系统

相关申请的交叉引用

本申请要求于2019年12月31日提交的印度临时专利申请号201911054619和于2020年11月10日提交的印度临时专利申请号202011049065的优先权。两个印度优先权专利申请均以引用方式并入本文。

技术领域

本发明涉及一种用于提供加压液压流体的润滑泵，并且更具体地涉及一种双向摆线泵系统。示例性应用包括在重型电动车辆的传动装置中的使用。

背景技术

双向摆线泵通常包括外部带齿的内转子，该外部带齿的内转子被内部带齿的外转子包围并且与之啮合，这两者沿同一方向围绕间隔开的平行轴线一起旋转。内转子通常具有比外转子更少的齿。内转子和外转子上的齿成形为使得当两者一起旋转时，它们产生泵送作用。在正常的单向型泵中，如果内转子和外转子的旋转方向反转，则泵送作用被反转，因为泵入口变为泵出口，反之亦然；然而，如果内转子和外转子的轴线的偏心率反转，则泵送流量相应地反转。基于这些知识，已将双向摆线泵设计成，当发生内转子和外转子的旋转反转时，偏心率也反转，因此无论旋转方向如何变化，泵送流动方向保持不变，并且泵入口仍为入口，泵出口仍为出口。

通常，偏心反转通过反转环(也称为偏心环)的移动来实现，泵的转子安装在该偏心环内。偏心环安装成围绕与泵的内转子的轴线共同延伸的轴线旋转，并且具有偏心定位的圆柱形孔，外转子的圆柱形外表面容纳在该圆柱形孔内。因此，反转环的角位置确定该转子相对于内转子的偏心率，并且将该环相对于转子移动180°使外转子相对于内转子的偏心率反转。通常，当外转子的旋转发生反转时，外转子和反转环之间的摩擦阻力会使反转环移动，外部壳体提供与反转环配合的邻接部，以将反转环的移动限制在180°。参见如美国专利4,171,192、4,200,427、4,222,719、4,944,662、5,711,408和6,149,410中所示的此类布置的变型。

在操作期间，来自润滑泵的液体供应至关重要，并且泵送中的任何延迟都可能造成极大损害。在确保外转子与反转环之间存在足够摩擦阻力，使得反转环在转子开始反转旋转时立即被驱动抵靠其适当的邻接部的同时，外转子与偏心环之间的摩擦阻力可能带来滑动界面磨损和断裂的风险，这可能是极其不利的，并且导致摩擦阻力的损失和从泵供应液体的延迟。此外，磨损和断裂导致来自泵的液流中出现污染物，这可能阻止反转环相对于外部壳体的适当移动。因此，偏心环与壳体和转子之间的相互作用需要仔细设计以确保移动，同时还避免不利之处。

此外，吸入口是摆线泵的重要特征，因为其决定了腔的填充能力并且有助于防止气蚀。内转子和外转子的啮合齿形成被称为腔的区域，随着两个转子的旋转推进，该腔在壳体的一侧扩张并且在另一侧收缩。在啮合齿之间形成多个腔。当转子旋转时，腔扩张并相应地从吸入口抽吸流体；当达到最大容积时，该腔离开吸入口，并且开始压缩。在任何角度旋转位置处，腔都不应同时连接排出口和吸入口，以避免从排出口的较高压力区域到吸入口的较低压力区域的端口间损耗。

发明内容

本公开提供了一种双向摆线泵，以使用相同的吸入口和排出口解决这些缺点并且确保有效的双向旋转操作。此外，该双向摆线泵能够以高于5000rpm的较高运行速度和大于95％的较高容积效率运行。

公开了一种双向摆线泵系统，该双向摆线泵系统包括圆柱形壳体，该圆柱形壳体包括沿该壳体的外围180度的狭槽，并且该狭槽由顶部处的第一端和底部处的第二端限定；偏心环，该偏心环位于该壳体内，该偏心环与该壳体之间具有径向间隙C3；锁定销，该锁定销固定到该偏心环并且可移动地接合在该狭槽中的该第一端与该第二端之间；外转子，该外转子位于该偏心环内，该偏心环与该外转子之间具有径向间隙C2，该外转子与该偏心环不同心并且包括多个内齿，该多个内齿在相邻齿之间具有凹部；内转子，该内转子位于该外转子内，该内转子包括多个外齿，其中该内转子的该外齿的至少一部分与该外转子的该内齿的至少一部分啮合，并且该内转子和该外转子相对于彼此偏心，内转子尖端间隙Ci被定义为该外齿的尖端与该外转子的对应部分之间的径向间隙，并且该内转子和该外转子的多个啮合齿形成多个腔，该多个腔随着轴、该内转子和该外转子旋转而扩张和收缩；轴，该轴与该内转子联接，用以可旋转地驱动该内转子，该轴与该内转子之间具有径向间隙C1；吸入口，该吸入口用于向正在扩张的该腔提供液压流体；和排出口，该排出口用于从正在收缩的该腔中排出液压流体。在该泵系统中，当该轴在第一位置沿顺时针方向旋转时，该锁定销停在该第一端处以使该偏心环的旋转停止；当该轴沿反向方向旋转时，该偏心环被该偏心环与该外转子之间的接触力驱动以沿逆时针旋转方向旋转以通过第二位置，在该第二位置处，该偏心环、该内转子和该外转子与该轴一起一体旋转，并且该径向间隙C3大于该第二位置时的C1、C2和Ci的总和；当该轴在第三位置沿逆时针方向旋转时，该锁定销停在该第二端处以使该偏心环的旋转停止；并且该吸入口和该排出口分别用于沿顺时针旋转方向和逆时针旋转方向单向地抽吸和排放液压流体。

该摆线泵可被配置为使得内径接触出现在该第二位置处的径向间隙C1和C2处。

该摆线泵可被配置为使得该偏心环在外径上具有凸形轮廓。

该双向摆线泵系统还可以包括正接触系统，该正接触系统增加该偏心环的内侧与该外转子之间的摩擦力以进行旋转。

在该双向摆线泵系统的正接触系统的一个实施方案中，该正接触机构可以是弹簧和柱塞系统，该弹簧和柱塞系统包括：腔，该腔位于该偏心环的内侧处；弹簧，该弹簧位于该腔内部并且处于持续压缩状态；和柱塞，该柱塞位于该腔内部并且持续被该弹簧压制，其中该弹簧的压缩通过该柱塞在该外转子上施加负载N，并且施加公式F’＝μ*N中的摩擦力F’以在旋转方向改变期间使该偏心环与该外转子和内转子一起旋转，其中μ为摩擦接触的系数。

在该实施方案中，该柱塞可以涂覆有铁素体氮碳共渗(FNC)摩擦涂层。任选地，该腔由该偏心环中的钻通孔形成，其中在该偏心环的外径处添加帽盖。

在该双向摆线泵系统的正接触系统的另一个实施方案中，该正接触机构可以是摩擦盘制动型机构，该摩擦盘制动型机构包括弹簧、活塞和衬垫，并且该摩擦盘制动系统提供弹簧力以将该偏心环和该外转子保持在该第二位置处，并且出口压力将衬垫释放并允许该偏心环和该外转子在该第一位置和该第三位置处自由旋转。

该摆线泵可以被配置为使得该锁定销沿顺时针方向和逆时针方向留有间隙地在该狭槽中移动，以提供自阻尼效应，从而避免载荷冲击。

该摆线泵可以被配置为使得用于该泵的吸入口可以进一步包括位于上游侧和下游侧的延长部分。通过使用该吸入口的设计，该双向摆线泵可以具有高于5000rpm的填充速度，并且在5000rpm下，容积效率为至少90％。

用于车辆的传动系统可以包括双向摆线泵系统。该传动系统可以被配置为使得入口端和出口端保持连接状态，并且当内转子反转旋转方向时不需要反转。

该摆线泵可以被配置在包括本发明的传动系统的电动车辆中。该电动车辆可以是重型卡车。

附图说明

图1A至图1C是示出双向摆线泵在操作中的位置的截面图，其中图1A示出了第一位置，其中当轴顺时针旋转时，锁定销停在180°狭槽的第一端处，并且偏心环旋转停在顶部处；图1B示出了作为中间位置的第二位置，其中偏心环、外转子和内转子与轴一体旋转；并且图1C示出了第三位置，其中当轴逆时针旋转时，锁定销停在180°狭槽的第二端处，并且偏心环旋转停在底部处。

图2A和图2B示出了双向摆线泵中的偏心环，其中图2A示出了偏心环的侧视图，并且图2B示出了沿A-A’线的偏心环的横截面视图。

图3A至图3C示出了在双向摆线泵中使用弹簧和柱塞布置结构的正接触机构的一个实施方案，其中图3A是截面图，图3B是侧视图，并且图3C是示出图3A和图3B中的弹簧和柱塞布置结构的局部放大视图。

图4A至图4C示出了使用摩擦盘制动型布置结构的正接触机构的另一实施方案，其中图4A示出了作用在泵上的弹簧、活塞和衬垫，图4B示出了借助于衬垫和弹簧力将偏心环和外转子一起保持在第二位置处的弹簧，并且图4C示出了出口压力释放衬垫并允许偏心环和外转子在第一位置和第三位置自由旋转。

图5示出了本发明的双向摆线泵，锁定销在壳体的狭槽内移动时具有间隙以提供自阻尼机构。

图6示出了车辆的传动装置的构造中的双向摆线泵的组件。

图7示出了现有技术中的摆线泵的吸入口和排出口。

图8A和图8B示出了本公开的双向摆线泵的吸入口的设计，其中图8A示出了具有延长部分的吸入口，并且图8B示出了与用于吸入的腔的变化相关的延长部分。

图9A和图9B示出了双向摆线泵的吸入口的组件和细节，其中图9A示出了泵以及吸入口和排出口的俯视图，并且图9B示出了沿图9A中的E-E’线的泵以及吸入口和排出口的横截面视图。

图10A至图10F示出了常规的摆线泵与具有吸入口的双向摆线泵之间的体积分数的性能比较，其中图10A示出了常规的摆线泵中的0度时的蒸气分数的视图，图10B示出了常规的摆线泵中的30度时的蒸气分数的视图，图10C示出了常规的摆线泵中的60度时的蒸气分数的视图，图10D示出了在具有本公开的吸入口的双向摆线泵中的0度时的蒸气分数的视图，图10E示出了在具有本公开的吸入口的双向摆线泵中的30度时的蒸气分数的视图，并且图10F示出了在具有本公开的吸入口的双向摆线泵中的60度时的蒸气分数的视图。

图11是示出常规的摆线泵的填充速度曲线的图，其中垂直轴线示出流速(LPM)并且垂直线示出填充速度；111示出了直线形线，112示出了2％下降线，并且113示出了计算流体动态(CFD)线。

图12是示出常规摆线泵(122)与具有本公开的吸入口的双向摆线泵(121)之间的流速的比较结果的图，其中垂直轴线表示流速(LPM)，并且垂直线示出填充速度。

图13是示出常规摆线泵(124)与具有本公开的吸入口的双向摆线泵(123)之间的容积效率的比较结果的图，其中垂直轴线表示容积效率(％)，并且垂直线示出以5000rpm抽吸的速度。

附图中所使用的附图标记对应于以下结构：10-双向摆线泵；11-狭槽；11a-狭槽的第一端；11b-狭槽的第二端；12-锁定销；13-偏心环；14-壳体；15-轴；16-内转子；17-外转子；18-入口方向；18’-从入口到泵的方向；19-出口方向；20-外板；21a、21b、21c-用于不同位置处的轴的轴中心；22a、22b、22c-用于不同位置处的外转子的轴中心；

C1-轴与内转子之间的径向间隙；C2-外转子与偏心环的内部之间的径向间隙；C3-壳体的内部与偏心环的外部之间的径向间隙；D1、D2-示出通过狭槽的移动方向和间隙的箭头；

30-吸入口；30a-上游侧；30b-下游侧；31、31’-延长部分；32-排出口；40-用于排放的腔；50、50’-用于抽吸的腔；60-内转子的外齿；71-外转子的内齿；72-外转子的内齿之间的凹陷区域；

100-正接触机构；101、101’-弹簧；102-柱塞；103-腔；104-活塞；105-衬垫；111-直线形线；112-2％下降线；113-计算流体动态(CFD)线；121-本公开的摆线泵的填充速度曲线；122-常规的摆线泵的填充速度曲线；123-本公开的摆线泵的容积效率曲线；124-常规的摆线泵的容积效率曲线；131、132-偏心环的凸形外表面。

具体实施方式

现有的卡车传动装置仅具有单向润滑泵。然而，在一些应用中，期望移除换向齿轮。现在，当重型电动车辆没有换向齿轮机构时，电动车辆的传动装置必须具有能够在顺时针和逆时针旋转方向上工作，同时使用相同的端口单向地对液压流体进行抽吸和排放的润滑泵。

双向摆线泵设计用于为车辆传动装置提供液压流体。预期润滑泵在重型电动车辆自动4速传动装置中支持5000rpm的最大运行速度和95％的容积效率。摆线泵的常规设计在吸入侧和排出侧提供两个对称的豆形端口，该两个端口关于x轴对称，如图7。研究(如图11所示)显示，常规的摆线泵具有3300rpm的填充速度(最大运行速度)和68％的容积效率，两者均低于关键质量要素(CTQ)要求。发生这种情况的原因是由于气蚀导致在较高速度下通过吸入口的泵腔容积填充不足，从而导致泵排放流量减少。因此，不断需要改进双向摆线泵的设计以提高腔的容积效率以及填充和运行速度。

如图1A至图1C中所示，本发明的双向摆线泵10包括圆柱形壳体14，该圆柱形壳体具有沿壳体的外围180度的狭槽11。狭槽11由顶部处的第一端11a和底部处的第二端11b限定。用于调节偏心率的偏心环13位于壳体14内，并且径向间隙C3限定在偏心环13与壳体14之间。如图1A所示，锁定销12在最厚部分处固定到偏心环13的外周边(沿着图2A中的A-A’线)并且可移动地接合在壳体14中的第一端11a和第二端11b之间的狭槽11中。

外转子17位于偏心环13内，并且径向间隙C2限定在偏心环13与外转子17之间。外转子17具有多个内齿71，其中凹部72限定在相邻的齿71之间。外转子17和偏心环13偏心地定位。内转子16位于外转子17内。内转子17包括多个外齿60，其中内转子17的外齿60的至少一部分与外转子17的内齿71的至少一部分在凹部72处啮合。内转子16和外转子17相对于彼此偏心。内转子尖端间隙Ci被定义为外齿的尖端与对应于该外齿的外转子的可移动部分之间的径向间隙。轴15与内转子16联接，以用于可旋转地驱动内转子16。径向间隙C1限定在轴15与内转子16之间。

当轴15旋转并且驱动内转子16以沿相同方向旋转时，多个啮合的内转子16的齿60和外转子17的内齿71形成多个腔50和50，这些腔在它们旋转时扩张和收缩。在旋转时，腔50扩张并形成吸入口和入口(如图6所示的方向18和18’)的基础，并且腔40收缩并形成排出口和出口(如图6所示的方向19)的基础。

如图1A所示，双向摆线泵10顺时针旋转并且处于第一位置。锁定销12停在顶部处，即，第一端11a，并且偏心环13的顺时针旋转停止，而内转子16和外转子17随轴15顺时针旋转，其中入口和出口功能分别用于抽吸和排放。当双向摆线泵10顺时针旋转时，内转子16的外齿60与外转子17的对应凹部72之间形成的每个腔(如图1A右侧的阴影区域50所示)容积增加，从而产生真空和吸力以通过入口将液压液体吸入腔中；同时，内转子16的外齿60与外转子17的对应凹部72之间形成的每个腔(如图1A左侧的阴影区域40所示)容积减小，从而产生压力以通过出口将腔中的液压流体排出。在第一位置，本发明的双向摆线泵10在图1A所示的C1、C2和C3处存在接触，并且轴15的轴中心21a在外转子17的轴中心22a的正上方。如果轴15以速度+n旋转，则内转子16也以速度+n旋转，外转子以速度+n x(内转子的外齿的数量/外转子的内齿的数量)旋转，并且偏心环13不旋转；接触力F(C1处为F₁并且C3处为F₃)由公式(1)表示：

F＝T/r (1),

其中T是使双向摆线泵10旋转所需的扭矩，并且r是接触处的半径。

当双向摆线泵10开始沿相反方向(即逆时针)旋转时，其通过图1B所示的第二位置到达如图1C所示的第三位置。如图1B所示，双向摆线泵10处于中间(第二)位置，此处，在C1和C2处存在接触，并且偏心环13、外转子17和内转子16与轴15一体旋转。当轴15改变旋转方向时，诸如从顺时针到逆时针或从逆时针到顺时针，双向摆线泵10将通过第二位置。当旋转方向改变时，偏心环13通过偏心环13与外转子17之间的接触力被驱动沿反向旋转方向旋转，而锁定销12沿狭槽11移动直到其停在第二端11b处，即底部，以使偏心环13的旋转停止。在第二位置，双向摆线泵10在C1和C2处存在接触，如图1B所示(轴15的轴中心21b与外转子17的轴中心22b处于同一水平线上)。如果轴15现在以速度-n旋转，则所有内转子16、外转子17和偏心环13以速度-n旋转；在第二位置中，在C2处的接触力F₂由公式(2)表示：

F₂＝m rω² (2),

其中m是偏心环13的质量，r是接触C2处的半径，并且ω是偏心环13的角速度。

在轴15的旋转方向变化期间，避免在C2处粘附并实现偏心环上的内径接触的条件如公式(3)中所示：

C3>ΣC1,C2,Ci (3),

其中C1是在该位置处的轴15与内转子16之间的径向间隙；C2是在该位置处的外转子17与偏心环13之间的径向间隙，C3是在该位置处的偏心环13与壳体14之间的径向间隙，并且Ci是外齿60的尖端与外转子的对应部分之间的内转子尖端间隙。

如图1C所示，双向摆线泵10在反向旋转(即逆时针)中到达第三位置，此处偏心环13到达底部，并且轴15与内转子16和外转子17一起逆时针旋转。在第三位置处，锁定销12停在底部，即第二端11b，并且偏心环13的逆时针旋转停止，而内转子16和外转子17随轴15逆时针旋转，并且分别示出了用于抽吸的入口方向18和18’以及用于排放的出口方向19。当双向摆线泵10逆时针旋转时，内转子16的外齿60与外转子17的对应凹部72之间形成的每个腔(如图1C右侧的阴影区域50所示)容积增加，从而产生真空和吸力以通过入口将液压液体吸入腔中；同时，内转子16的外齿60与外转子17的对应凹部72之间形成的每个腔(如图1C左侧的阴影区域40所示)容积减小，从而产生压力以通过出口将腔中的液压流体排出。在第三位置，双向摆线泵10在图1C所示的C1、C2和C3处存在接触，并且轴15的轴中心21c在外转子17的轴中心22c的正下方。如果轴15以速度-n旋转，则内转子16也以速度-n旋转，外转子以速度-n x(内转子的外齿的数量/外转子的内齿的数量)旋转，并且偏心环13不旋转；接触点C1和C3处的接触力F，如在第一位置处，同样由公式(1)表示，其中T为旋转双向摆线泵10所需的扭矩，并且r为接触点处的半径。

如图2A所示，偏心环13的外周边和内部形状都是圆柱形的，然而，它们不是同心的，而偏心环13的厚度沿A-A’中心线对称地分布。偏心环包括材料环、环的内圆周和外圆周，其中两个圆周不同心，从而在偏心环的厚度中产生偏心率。偏心环的厚度是不均匀的，但沿着圆周的周边同时沿A-A’线对称地分布。锁定销12固定到偏心环13的最厚部分。如图2B所示，偏心环13在外径和两侧上具有凸形轮廓(131、132)，这有助于维持表面上的润滑轮廓并且保持线路接触，而不是如图1B所示的第二位置时的表面接触。偏心环13的凸形轮廓减少了在第二位置粘附的趋势。当双向摆线泵10处于如图1A所示的第一位置和如图1C所示的第三位置时，由于扭矩负载，轮廓在偏心环13的外径上变得平坦。

在旋转方向的反转期间，偏心环的惯性和凸形轮廓可能无法克服粘附。可提供正接触机构以增加偏心环与旋转转子之间的摩擦阻力并克服粘附。

在如图3A和图3B所示的正接触系统的第一实施方案中，正接触机构100设置在偏心环13的较高厚度侧。如图3C中部分放大视图所示，弹簧101和柱塞102布置在腔103中，使得弹簧101保持在压缩状态。由于弹簧101的压缩，根据摩擦力公式(4)，负载(N)通过柱塞102作用在外转子上：

F’＝μ*N 公式(4),

其中，F’是摩擦力，N是负载，并且μ是取决于摩擦表面和工作条件的系数。因此，负载(N)的增加导致能够使偏心环13旋转的更多摩擦力F。如果需要，柱塞102可以具有铁素体氮碳共渗(FNC)摩擦涂层，从而导致更高的摩擦系数μ。FNC涂层有助于增加静态摩擦系数并减少磨损趋势。此外，如果腔103难以在偏心环13中制造，则可以使用在偏心环13的外径处添加帽盖的钻通孔。

在如图4A至图4C所示的正接触系统的第二实施方案中，提供了摩擦盘制动型正接触机构。如在摩擦盘制动系统中，正接触系统包括布置在泵系统上的弹簧、活塞和衬垫。常规摩擦盘制动系统的工作机构和部件是众所周知的，其中基于帕斯卡定律，施加到衬垫的力与在系统中的衬垫的面积成比例。除了摩擦力之外，本发明中的摩擦盘制动型正接触系统还提供了添加的自动释放功能。如图4A至图4C所示，摩擦盘制动型正接触机构包括弹簧101’、活塞104和衬垫105。如图4B所示，弹簧101’借助于衬垫105和弹簧力将偏心环13和外转子17一起保持在第二位置处。如图4C所示，当泵旋转时，出口压力使衬垫105释放并允许偏心环13和外转子17在第一位置和第三位置处自由旋转。在应用中，当轴15在旋转方向切换(从顺时针到逆时针或者反过来)期间以慢速旋转，或在第二位置处根据公式(2)的接触力F₂不足以使偏心环13旋转时，具有摩擦盘制动衬垫105的正接触机构尤其有用。在摩擦盘制动正接触系统的一个实施方案中，弹簧可以是贝氏碟形(Bellvile)弹簧或波形弹簧，其可以被流体压力压坏，然后扩张以将活塞推向左并压缩摩擦盘。摩擦盘将具有自然“顺应性”，从而它们在旋转时扩张以释放抓握力。

此外，在本发明的双向摆线泵中，锁定销在两个方向上留有间隙地在狭槽内移动。如图5所示，在两个移动方向D1和D2上的间隙提供自阻尼效应，以避免冲击载荷，锁定销12在狭槽11的限制内移动。

如图6所示，本发明的双向摆线泵10组装用于车辆传动装置中。在外板20下，液压流体通过入口方向18被吸入双向摆线泵10中，并且沿着方向18’被吸入内转子16与外转子17的啮合齿之间的腔中，而外转子17处于偏心环13中，该偏心环由在壳体14内固定到该偏心环的锁定销12限制。当轴15旋转时，内转子和外转子旋转，并且液压流体通过出口方向19排出。

双向摆线泵可以进一步包括两侧具有伸长部的吸入口的新颖设计。如图1A至图1C所示，啮合的内转子16的齿60和外转子17的齿71形成被称为腔40和50的区域，并且在两个转子旋转推进时，一些腔在壳体14的一侧50扩张，并且在另一侧40收缩。转子的旋转在转子齿之间形成多个腔。

双向摆线泵的吸入口决定了腔的填充能力并且有助于防止气蚀。另外，在任何角度旋转位置处，腔都不应同时连接排出口和吸入口，并且应避免从排出口的较高压力区域到吸入口的较低压力区域的端口间损耗。如图7所示，摆线泵的常规设计包括其中发生腔的扩张并且为形成吸入口30提供基础的区域，并且类似地，在接下来的收缩区域中形成排出口32。吸入口30和排出口32分别是吸入侧和排出侧的对称豆形端口。豆形吸入口30包括上游侧30a和下游侧30b。

由于泵是可逆的(双向的)，吸入口30和排出口32关于x轴对称。如图8A所示，本发明的吸入口30分别在上游侧30a和下游侧30b处设置有延长部分31和31’。如图8B所示，在吸入口30的上游侧30a处设置延长部分31，以在转子沿反向方向旋转时增加腔填充时间，并且在吸入口30的下游侧30b处设置延长部分31’，以在转子沿顺时针方向旋转时增加腔填充时间。图8B中的腔50’示出了腔将要连接到排出口32并离开吸入口30，但腔不应同时连接排出口和吸入口以避免从排出口的较高压力区域到吸入口的较低压力区域的端口间损耗。

如图9A和图9B进一步所示，吸入口30在转子组的旋转方向上终止，该吸入口具有两个延长部分31和31’。延长部分31和31’的形状和尺寸被设计成使得吸入口和排出口不连接到相同的捕获容积，并且不发生从高压力侧到低压力侧的端口间损耗。在下游侧30b处的延长部分31’将更多流体引导到腔中以基本上将其填充。当转子沿反向方向旋转时，出于相同目的，给出转子的上游侧30a处的延长部分31。

图10A至图10F示出了在5000rpm和0.5bar的背压下，转子旋转0度、30度和60度处的常规的摆线泵和具有延长部分的双向摆线泵在吸入口处的蒸气体积分数的分析结果。如图10A和图10D所示，吸入从0度开始并且沿旋转方向推进，该旋转方向在30度(图10B和图10E)和60度(图10C和图10F)处被捕获。在5000rpm、0度时的常规摆线泵中，如图10A所示，由于腔在吸入口之前扩张而在右侧的上游侧处形成低压区域，并且蒸气分数从吸入口携带，如由左侧3个大区域所示；在30度时，如图10B所示，在图10A中的上游侧处的腔中的蒸气强度随着其暴露于吸入口处的较高压力流体而减小，而在下游侧，蒸气分数从吸入口携带，如图10B的上部部分所见；在60度时，如图10C所示，由于腔填充不足，可以在吸入口的下游侧(右侧)看到蒸气形成，而在左侧，大的蒸气分数从吸入口携带到排出口。总之，在常规设计中，随着腔容积的增加，蒸气分数也由于填充不足而增加，即排出侧的蒸气从吸入口携带(而在排出口处不产生)。

相比之下，在5000rpm、0度时的双向摆线泵中，如图10D所示，由于腔在吸入口之前扩张而在右侧的上游侧处形成低压区域，而左侧不存在从吸入口携带的蒸气分数；在30度时，如图10E所示，由于吸入口上的延长部分改善了腔填充时间，从而带来充分填充并避免了气蚀，腔中移向上游侧的蒸气强度由于在吸入口处暴露于较高压力流体而进一步减小，并且在下游侧没有蒸气分数，并且不从吸入口携带蒸气分数；在60度时，如图10F所示，在吸入口的下游侧(右侧)未示出显著的蒸气形成，同时在顶侧和左侧上的端口间腔上，也没有蒸气分数。总之，具有延长部分的双向摆线泵增加了腔填充时间，从而带来充分填充并且避免了气蚀。

如图12所示，泵的填充速度提高到5000rpm以上，并且高达5370rpm，与3330rpm下的常规泵相比，填充速度提高2040rpm。

如图13所示，在5000rpm速度下，容积效率实现了29％的提高，即从68％到97％，超过了CTQ要求。图13示出了气蚀区(即在3330rpm之后)中的容积效率的显著提高，并且即使在较低的泵速下，容积效率也提高，其中由于通过延长部分改善填充，因此不会发生气蚀。

双向摆线泵系统的吸入口上的延长部分可以在所有尺寸的双向摆线泵中制造，以提高容积效率和最大运行速度。双向摆线泵系统的吸入口可以在任何润滑泵上实现。例如，在车辆的传动系统中是有益的，并且特别适用于中型和重型电动车辆传动装置。双向摆线泵可以用于除车辆传动装置以外的其他应用中。由于使用高压压铸(HPDC)来制造泵壳体，因此很易于制造。泵的重量没有增加并且节省成本，而且通过减少其他尺寸(诸如端口的深度和宽度)来有助于减小端口的整体尺寸，同时维持所需的容积效率。吸入口满足所有技术可行性、可制造性和成本方面。

由于偏心率调节反转环的径向位置，双向摆线润滑泵提供了紧凑的设计。基于偏心率调节环的惯性和在反转操作期间的旋转摩擦力的自动致动消除了对外部致动的需要。在高泵容积和利用率下，无论处于慢速还是高速，传动齿轮都沿顺时针或逆时针旋转方向从同一端口获得润滑。

用于车辆的传动系统可以包括本公开的双向摆线泵系统。双向摆线泵系统可以用于在任何车辆的传动系统中供应液压流体，并且特别适用于中型和重型电动车辆的传动系统。电动车辆可包括本文所公开的传动系统。该电动车辆可以是重型卡车。

本说明书在本质上是示例性的，并且技术人员应理解，各种变型旨在落入本发明的范围内。

Claims (15)

1.一种双向摆线泵系统，包括：

圆柱形壳体，所述圆柱形壳体包括沿所述壳体的外围180度的狭槽，并且所述狭槽由顶部处的第一端和底部处的第二端限定，

偏心环，所述偏心环位于所述壳体内，所述偏心环与所述壳体之间具有径向间隙C3，

锁定销，所述锁定销固定到所述偏心环并且可移动地接合在所述狭槽中的所述第一端与所述第二端之间，

外转子，所述外转子位于所述偏心环内，所述偏心环与所述外转子之间具有径向间隙C2，所述外转子与所述偏心环不同心并且包括多个内齿，所述多个内齿在相邻齿之间具有凹部，

内转子，所述内转子位于所述外转子内，所述内转子包括多个外齿，其中所述内转子的所述外齿的至少一部分与所述外转子的所述内齿的至少一部分啮合，并且所述内转子和所述外转子相对于彼此偏心，内转子尖端间隙Ci被定义为所述外齿的尖端与所述外转子的对应部分之间的径向间隙，并且所述内转子和所述外转子的多个啮合齿形成多个腔，所述多个腔随着轴、所述内转子和所述外转子旋转而扩张和收缩；

轴，所述轴与所述内转子联接，用以可旋转地驱动所述内转子，所述轴与所述内转子之间具有径向间隙C1，

吸入口，所述吸入口用于向正在扩张的所述腔提供液压流体，所述吸入口包括上游侧和下游侧，和

排出口，所述排出口用于从正在收缩的所述腔中排出液压流体，

其中当所述轴在第一位置沿顺时针方向旋转时，所述锁定销停在所述第一端处以使所述偏心环的旋转停止；

当所述轴沿反向方向旋转时，所述偏心环被所述偏心环与所述外转子之间的接触力驱动以沿逆时针旋转方向旋转以通过第二位置，在所述第二位置处，所述偏心环、所述内转子和所述外转子与所述轴一起一体旋转，并且所述径向间隙C3大于所述第二位置时的C1、C2和Ci的总和；

当所述轴在第三位置沿逆时针方向旋转时，所述锁定销停在所述第二端处以使所述偏心环的旋转停止；以及

所述吸入口和所述排出口分别用于沿顺时针旋转方向和逆时针旋转方向单向地抽吸和排放液压流体。

2.根据权利要求1所述的双向摆线泵系统，其中内径接触出现在所述第二位置处的径向间隙C1和C2处。

3.根据权利要求1所述的双向摆线泵系统，其中所述偏心环在外径上具有凸形轮廓。

4.根据权利要求1所述的双向摆线泵系统，还包括：

正接触系统，

其中所述正接触系统增加所述偏心环的内侧与所述外转子之间的摩擦力以进行旋转。

5.根据权利要求4所述的双向摆线泵系统，其中所述正接触机构包括：

腔，所述腔位于所述偏心环的所述内侧处，

弹簧，所述弹簧位于所述腔内部并且处于持续压缩状态，和

柱塞，所述柱塞位于所述腔内部并且持续被所述弹簧压制，

其中所述弹簧的压缩通过所述柱塞在所述外转子上施加负载N，并且施加公式F’＝μ*N中的摩擦力F’以在旋转方向改变期间使所述偏心环与所述外转子和所述内转子一起旋转，其中μ为摩擦接触的系数。

6.根据权利要求5所述的双向摆线泵系统，其中所述柱塞涂覆有铁素体氮碳共渗(FNC)摩擦涂层。

7.根据权利要求5所述的双向摆线泵系统，其中所述腔由所述偏心环中的钻通孔形成，其中在所述偏心环的所述外径处添加帽盖。

8.根据权利要求1所述的双向摆线泵系统，其中所述正接触系统是摩擦盘制动型机构，所述摩擦盘制动型机构包括弹簧、活塞和衬垫，并且所述摩擦盘制动系统提供弹簧力以将所述偏心环和所述外转子保持在所述第二位置处，并且出口压力将衬垫释放并允许所述偏心环和所述外转子在所述第一位置和所述第三位置处自由旋转。

9.根据权利要求1所述的双向摆线泵系统，其中所述锁定销沿顺时针方向和逆时针方向留有间隙地在所述狭槽中移动，以提供自阻尼效应，从而避免载荷冲击。

10.根据权利要求1所述的双向摆线泵系统，还包括：

在所述吸入口上的所述上游侧和所述下游侧处的延长部分，

其中当所述双向摆线泵系统旋转时，所述延长部分增加所述腔的填充时间。

11.根据权利要求10所述的双向摆线泵系统，其中填充速度高于5000rpm。

12.根据权利要求11所述的双向摆线泵系统，其中在5000rpm下，容积效率为至少90％。

13.一种用于车辆的传动系统，包括根据权利要求1所述的双向摆线泵系统。

14.一种电动车辆，所述电动车辆包括根据权利要求13所述的传动系统。

15.根据权利要求14所述的电动车辆，其中所述电动车辆是重型卡车。

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