ES2205538T3 - Bomba de engranajes internos. - Google Patents
Bomba de engranajes internos.Info
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Abstract
Una bomba de engranajes internos incluyendo un engranaje externo (1), un engranaje interno (2) montado en dicho engranaje externo (1) y en engrane con dicho engranaje externo, y una carcasa (10) en la que están montados dichos engranajes externo e interno, donde los espacios de diente (3) de dicho engranaje externo y las aristas de cabeza de diente opuestas (6) de dicho engranaje interno forman un epicicloide, mientras que las aristas de cabeza de diente (4) de dicho engranaje externo y los espacios de diente opuestos (5) de dicho engranaje interno forman un hipocicloide, el epicicloide (fh1) de dicho engranaje externo se forma por el lugar de un punto en la circunferencia de un primer círculo (re1) que rueda en el círculo primitivo (P) de dicho engranaje externo, el epicicloide (fh2) de dicho engranaje interno se forma por el lugar de un punto en la circunferencia de un segundo círculo (re2) que rueda en el círculo primitivo (P) de dicho engranaje interno, el hipocicloide (fr1) de dicho engranaje externo se forma por el lugar de un punto en la circunferencia de un tercer círculo (rh1) que rueda en el círculo primitivo (P) de dicho engranaje externo, y el hipocicloide (fr2) de dicho engranaje interno se forma por el lugar de un punto en la circunferencia de un cuarto círculo (rh2) que rueda en el círculo primitivo (P) de dicho engranaje interno.
Description
Bomba de engranajes internos.
La presente invención se refiere a una bomba
rotativa movida por una fuente de accionamiento, tal como un motor,
para comprimir y descargar líquido o gas, y en particular una bomba
de engranajes internos adecuada para ser utilizada como una bomba de
líquido.
La mayoría de las bombas de engranajes internos
utilizadas en transmisiones de vehículo por motores de combustión
interna y motores automáticos usan dientes trocoidales. Con dientes
trocoidales, la superficie de diente de uno de los engranajes
externos e internos se define de forma arqueada, mientras que la
superficie de diente del otro engranaje se define por rotación no
deslizante de los dientes definidos de forma arqueada del primer
engranaje.
La bomba de engranajes internos según la presente
invención usa un perfil de dientes cicloidales para descargar
líquido o gas en un motor de combustión interna o una transmisión
automática. Tal perfil de diente se describe en US 5 163 826,
mientras que se describen bombas de engranajes internos, por
ejemplo, en la patente del Reino Unido 233423 y la patente alemana
3938346. La bomba de la patente alemana es una bomba de engranajes
internos que tiene un engranaje externo (rotor exterior) y un
engranaje interno (rotor interior) con diferentes números de dientes
uno de otro. Aprovecha las excelentes propiedades cinemáticas de
los dientes y espacios de diente que tienen un perfil de diente
cicloidal perfecto.
Los dientes del engranaje externo engranan con
los del engranaje interno movido por un cigüeñal de motor o el eje
principal (husillo) de una caja de transmisión automática. En esta
bomba de engranajes internos, el movimiento radial relativamente
limpio, por ejemplo, del cigüeñal como el eje de accionamiento se
compensa proporcionando un espacio libre adecuado entre la periferia
del engranaje externo y la carcasa (es decir, proporcionando una
holgura que permite el descentramiento radial del engranaje
externo). Para tal compensación, el engranaje externo puede estar
montado sustancialmente sin holgura, pero proporcionando una
holgura correspondientemente grande entre el engranaje interno y un
soporte del engranaje interno. En este caso, los dientes de
engranajes internos y los dientes de engranajes externos se ponen en
engrane entre sí. El concepto de la presente invención es aplicable
adecuadamente a este tipo de bombas.
La figura 4 es una vista de modelo de un perfil
aplanado de dientes cicloidales propuesto en la publicación de
patente japonesa no examinada 5-256268.
En la publicación, para reducir los ruidos
resultantes de la pulsación de un flujo de descarga, la caída de la
eficiencia de la bomba y los ruidos de cavitación, observados en
las bombas conocidas, el perfil de dientes cicloidales de cada
engranaje se aplana para reducir el intervalo entre dientes en la
porción donde los engranajes externos e internos engranan muy
profundamente entre sí. En la figura 4, fh representa un epicicloide
original formado por el lugar de un punto en la circunferencia de
un círculo re cuando el círculo rueda en un círculo primitivo P
desde el punto z0, fr representa un hipocicloide original formado
por el lugar de un punto en la circunferencia de un círculo rh
cuando el círculo rueda en un círculo primitivo P desde el punto
z0, mientras que fh3 y rh3 representan un epicicloide y un
hipocicloide después del aplanamiento, respectivamente.
La pulsación de presión de un fluido hidráulico,
es decir, la pulsación del flujo de descarga, aplica una fuerza de
vibración a los engranajes internos y externos, haciendo así que
los dientes de estos engranajes choquen entre sí en direcciones
radial y tangencial, produciendo así ruidos indeseables.
En la publicación de patente japonesa no
examinada 5-256268 se intenta suprimir tales ruidos.
Pero en la solución de esta publicación el intervalo entre dientes
es sumamente pequeño en una porción donde los engranajes externos e
internos engranan más profundamente entre sí, y grande en una
porción donde la profundidad de engrane entre los engranajes es la
más pequeña. Así, el intervalo no es uniforme. Esto significa que
cuando se produce pulsación de flujo de descarga, los dientes de los
engranajes tienden a chocar entre sí en una porción donde la
profundidad de engrane entre los engranajes externos e internos es
la más profunda. Por lo tanto, la supresión de ruido no es
satisfactoria.
Además, se forman aristas puntiagudas (Z1 y Z2 en
la figura 4) en el perfil de diente. Tales aristas puntiagudas
tienden a desportillarse, aumentan la presión superficial
representada por el esfuerzo herziano, y promueven el desgaste de la
superficie del diente.
La pulsación de descarga no es la única causa de
estos fenómenos. En una bomba ordinaria de engranajes internos, el
descentramiento del eje de accionamiento acoplado con el engranaje
interno también produce ruidos y desgaste. Dado que el
descentramiento del eje de accionamiento se transmite directamente
al engranaje interno, esto significa que una fuerza de vibración
actúa en el engranaje interno. Debido a la no uniformidad de los
intervalos entre dientes, los dientes de los engranajes internos y
externos tienden a chocar entre sí.
Además, en la estructura en la que los dientes de
engranaje tienden a chocar entre sí, un aumento marcado de la
pulsación de flujo de descarga debido a cavitación que resulta del
aplastamiento de burbujas de líquido o gas en la cámara de bombeo,
tiende a promover tal colisión entre dientes de engranaje y
aumentar así el ruido y el desgaste de la superficie del
diente.
Un objeto de la presente invención es facilitar
una bomba de engranajes internos que puede reducir los ruidos y
mejorar la eficiencia mecánica y la duración.
La bomba de engranajes según la presente
invención es una bomba de engranajes internos utilizada como una
bomba de alimentación forzada para líquido o gas, y caracterizada
por la estructura siguiente.
En una bomba de engranajes internos incluyendo un
engranaje externo, un engranaje interno montado en el engranaje
externo y que engrana con el engranaje externo, y una carcasa en la
que están montados los engranajes externos e internos, donde los
espacios de diente del engranaje externo y las aristas de cabeza de
diente opuestas del engranaje interno forman un epicicloide,
mientras que las aristas de cabeza de diente del engranaje externo
y los espacios de diente opuestos del engranaje interno forman un
hipocicloide, caracterizada porque el epicicloide del engranaje
externo se forma por el lugar de un punto en la circunferencia de
un primer círculo que rueda en el círculo primitivo del engranaje
externo, porque el epicicloide del engranaje interno se forma por el
lugar de un punto en la circunferencia de un segundo círculo que
rueda en el círculo primitivo del engranaje interno, porque el
hipocicloide del engranaje externo se forma por el lugar de un
punto en la circunferencia de un tercer círculo que rueda en el
círculo primitivo del engranaje externo, porque el hipocicloide del
engranaje interno se forma por el lugar de un punto en la
circunferencia de un cuarto círculo que rueda en el círculo
primitivo del engranaje interno, porque los círculos primero a
cuarto tienen radios diferentes de otros círculos, siendo el
intervalo entre la arista de cabeza de diente del engranaje externo
y el espacio de diente opuesto del engranaje interno
sustancialmente igual a la diferencia de diámetro entre los
círculos tercero y cuarto, mientras que el intervalo entre el
espacio de diente del engranaje externo y la arista de cabeza de
diente opuesta del engranaje interno es sustancialmente igual a la
diferencia de diámetro entre los círculos primero y segundo, y
porque el intervalo entre los engranajes externos e internos en una
porción donde los engranajes externos e internos engranan más muy
profundamente entre sí es sustancialmente igual al intervalo entre
aristas de cabeza de diente de los engranajes externos e internos
en una porción donde la profundidad de engrane entre los engranajes
externos e internos es menos profunda.
Según la presente invención, el intervalo entre
dientes en una porción donde los engranajes externos e internos
engranan más profundamente entre sí es sustancialmente igual al
intervalo entre dientes en una región donde la profundidad de
engrane entre los engranajes externos e internos es la menos
profunda. Esto mejora la eficiencia de compresión y duración y
reduce los ruidos y el desgaste de los flancos de diente.
La figura 1 es una vista que representa los
lugares de engrane entre los engranajes internos y externos de la
bomba según la presente invención.
La figura 2 es una vista frontal que representa
cómo los engranajes internos y externos de la bomba de engranajes
internos de la presente invención engranan entre sí.
La figura 3 es una vista frontal de la bomba de
engranajes internos de la presente invención con la tapa de la
carcasa quitada.
Y la figura 4 es una vista de modelo de un perfil
aplanado de dientes cicloidales.
La figura 1 muestra una realización preferida de
la presente invención. fh1 y fr1 muestran un epicicloide y un
hipocicloide, respectivamente, que definen las formas de los
espacios de diente 3 y las aristas de cabeza de diente 4 de un
engranaje externo 1 representado en la figura 2. fh1 se forma como
el lugar de un punto en la circunferencia de un círculo generado
re1 cuando el círculo re1 rueda en un círculo primitivo P desde un
punto z0 en el círculo primitivo. Igualmente, fr1 se forma como el
lugar de un punto en la circunferencia de un círculo generado rh1
cuando el círculo rh1 rueda en el círculo primitivo P desde el
punto z0 en el círculo primitivo.
fh2 y fr2 representan un epicicloide y un
hipocicloide, respectivamente, que definen las formas de las
aristas de cabeza de diente 6 y los espacios de diente 5 del
engranaje interno 2 representado en la figura 2. fh2 se forma como
el lugar de un punto en la circunferencia de un círculo re2 cuando
el círculo re2 rueda en el círculo primitivo P desde un punto z0'
en el círculo primitivo. Igualmente, fr2 se forma como el lugar de
un punto en la circunferencia de un círculo rh2 cuando el círculo
rh2 rueda en el círculo primitivo P del punto z0' en el círculo
primitivo.
El círculo primitivo P representa los círculos
primitivos respectivos de los engranajes externos e internos 1, 2
representados en la figura 2. Pero en la figura 1 se muestran como
un círculo primitivo común por razones de conveniencia. Puesto que
se crea un intervalo CR entre los engranajes externos e internos 1 y
2 por la diferencia de diámetro entre los círculos re1, re2, rh1,
rh2, se forman intervalos sustancialmente iguales entre el
engranaje externo 1 y el engranaje interno opuesto 2 en la región
donde engranan muy profundamente entre sí.
Como se representa en la figura 3, la bomba de
engranajes internos de la presente invención incluye un engranaje
externo 1 y un engranaje interno 2 que tiene un menor número de
dientes que el engranaje externo. Los engranajes 1, 2 están montados
en una carcasa 10 (cuya tapa no se representa). El engranaje
interno 2 tiene su centro de rotación desviado del centro del
engranaje externo 1, y es movido por un eje de accionamiento (no
representado) provisto coaxialmente con el engranaje interno 2. La
carcasa 10 tiene un orificio de entrada 7 y un orificio de descarga
8 como una carcasa de bomba ordinaria. Entre el engranaje interno 2
y el engranaje externo 1 se define una cámara (cámara de bombeo) 9
que cambia de volumen cuando los engranajes giran. Se aspira líquido
o gas a la cámara 9 en una porción donde la cámara 9 comunica con
el orificio de entrada 7. El líquido o gas aspirado a la cámara se
comprime en ella y descarga mediante el orificio de descarga 8.
De ordinario, mientras está operando una bomba
rotativa, el eje de accionamiento tiende a descentrarse debido a
errores de fabricación. El descentramiento del eje de accionamiento
se transmite directamente al engranaje interno 2, y después al
engranaje externo 1 que está en engrane con la superficie de diente
del engranaje interno 2. El descentramiento del eje de
accionamiento produce un desplazamiento de un engrane teórico entre
los engranajes. Esto puede producir desgaste inesperado de los
dientes de los engranajes y aumentar los ruidos debidos a colisión
de los dientes de los engranajes. Además, el engranaje externo 1 se
podría presionar mecánicamente contra la carcasa 10. En el peor
caso, los engranajes se pueden romper.
Por lo tanto, en la técnica anterior, para
resolver estos problemas que resultan de la no uniformidad de los
intervalos entre dientes de los engranajes, había que minimizar el
descentramiento del eje de accionamiento mediante la fabricación con
alta tolerancia o aumentar el intervalo entre el engranaje externo
1 y la carcasa 10.
Pero un intento de aumentar el intervalo entre el
engranaje externo 1 y la carcasa 10 no es sino reducir la velocidad
de descarga de la bomba, porque cuando giran los engranajes y
disminuye el volumen de la cámara 9, fluye fluido comprimido en
dirección inversa desde la porción de alta presión a la de presión
baja a través del intervalo.
Según la presente invención, para eliminar la no
uniformidad de los intervalos entre dientes, el intervalo entre
dientes de los engranajes en una región donde los engranajes
externos e internos 1, 2 engranan muy profundamente entre sí es
sustancialmente igual al intervalo entre dientes de los engranajes
en una región donde la profundidad de engrane entre los engranajes
externos e internos es la menos profunda.
No es necesario afirmar que la uniformidad del
intervalo entre dientes se logra previendo diferencias adecuadas de
diámetro de cuatro círculos.
Como resultado, es posible formar un perfil suave
de diente sin deteriorar la continuidad del perfil de diente, a
saber, sin desarrollar ninguna arista de cabeza puntiaguda en el
perfil de diente, evitando por ello el desgaste de la superficie del
diente comenzando desde una arista de cabeza puntiaguda.
Según la presente invención, la uniformidad del
intervalo entre dientes y la continuidad del perfil de diente se
aseguran sin depender de los números de dientes de los engranajes
internos y externos 2, 1, los diámetros de los círculos generadores
de epicicloide e hipocicloide, y su relación. La cantidad (o tamaño)
del intervalo entre dientes se deberá seleccionar según la
velocidad de descarga requerida de la bomba.
Las figuras 2A y 2B muestran cómo engranan los
engranajes en la bomba de engranajes internos de la presente
invención. La figura 2A muestra un estado en el que una arista de
cabeza de diente 6 del engranaje interno 2 engrana muy profundamente
con un espacio de diente 3 del engranaje externo 1. La figura 2B
muestra un estado en el que el espacio de diente 5 del engranaje
interno 2 engrana muy profundamente con la arista de cabeza de
diente 4 del engranaje externo 1.
El engranaje externo se designa con el número 1,
el engranaje interno con 2, los espacios de diente y las aristas de
cabeza de diente del engranaje externo con 3 y 4, y los espacios de
diente y las aristas de cabeza de diente del engranaje interno con 5
y 6. C1 indica el intervalo entre la arista de cabeza de diente 6
del engranaje interno 2 y el espacio de diente 3 del engranaje
externo 1 en el punto de engrane más profundo, C2 indica el
intervalo entre las aristas de cabeza de diente del engranaje
externo 1 y el engranaje interno 2 al punto de engrane menos
profundo (situado diametralmente enfrente del punto de engrane más
profundo), y C3 indica la cantidad de desviación entre los centros
de rotación del engranaje externo 1 y el engranaje interno 2.
Lo que sigue son datos dimensionales típicos de
los engranajes internos y externos de la bomba según la presente
invención.
Número de dientes del engranaje interno: 10
Diámetro del círculo primitivo del engranaje
interno: 64,00 mm
Diámetro del círculo generador de epicicloide del
engranaje interno: 2,50 mm
Diámetro del círculo generador de hipocicloide
del engranaje interno: 3,90 mm
Número de dientes del engranaje externo: 11
Diámetro del círculo primitivo del engranaje
externo: 70,40 mm
Diámetro del círculo generador de epicicloide del
engranaje externo: 2,56 mm
Diámetro del círculo generador de hipocicloide
del engranaje externo: 3,84 mm
Cantidad de desviación entre los centros de
rotación de los engranajes internos y externos: 3,20 mm
Se formó el perfil de diente que tiene las
dimensiones anteriores y se midieron sus intervalos. El intervalo
entre dientes en el punto de engrane más profundo (C1 en la figura
2A y 2B) era aproximadamente 0,06 mm, mientras que el intervalo
entre dientes en el punto de engrane menos profundo (C2 en la
figura 2A y 2B) era aproximadamente el mismo que el primero, es
decir, aproximadamente 0,06 mm.
En una vista parcial ampliada, se puede ver que
el perfil de diente es continuo sin producir aristas puntiagudas en
los puntos de inicio o terminación del epicicloide y del
hipocicloide.
La figura 3 muestra el engranaje interno
representado en las figuras 1 y 2 montado en una carcasa. En la
figura, el número 7 designa el orificio de entrada, 8 el orificio
de descarga, 9 la cámara, y 10 la carcasa. La carcasa tiene una
cubierta (no representada) para cerrar herméticamente la cámara en
la que están montados los engranajes.
Como resultado de pruebas realizadas en
especímenes, se halló que la bomba de engranajes internos de la
presente invención es drásticamente de mayor duración y mejor
eficiencia mecánica en comparación con bombas convencionales del
mismo tipo.
Claims (1)
1. Una bomba de engranajes internos incluyendo un
engranaje externo (1), un engranaje interno (2) montado en dicho
engranaje externo (1) y en engrane con dicho engranaje externo, y
una carcasa (10) en la que están montados dichos engranajes externo
e interno, donde los espacios de diente (3) de dicho engranaje
externo y las aristas de cabeza de diente opuestas (6) de dicho
engranaje interno forman un epicicloide, mientras que las aristas
de cabeza de diente (4) de dicho engranaje externo y los espacios
de diente opuestos (5) de dicho engranaje interno forman un
hipocicloide, el epicicloide (fh1) de dicho engranaje externo se
forma por el lugar de un punto en la circunferencia de un primer
círculo (re1) que rueda en el círculo primitivo (P) de dicho
engranaje externo, el epicicloide (fh2) de dicho engranaje interno
se forma por el lugar de un punto en la circunferencia de un
segundo círculo (re2) que rueda en el círculo primitivo (P) de dicho
engranaje interno, el hipocicloide (fr1) de dicho engranaje externo
se forma por el lugar de un punto en la circunferencia de un tercer
círculo (rh1) que rueda en el círculo primitivo (P) de dicho
engranaje externo, y el hipocicloide (fr2) de dicho engranaje
interno se forma por el lugar de un punto en la circunferencia de
un cuarto círculo (rh2) que rueda en el círculo primitivo (P) de
dicho engranaje interno, caracterizado porque dichos círculos
primero a cuarto tienen radios diferentes de otros círculos, siendo
el intervalo (C1) entre la arista de cabeza de diente de dicho
engranaje externo y el espacio de diente opuesto de dicho engranaje
interno sustancialmente igual a la diferencia de diámetro entre
dichos círculos tercero (rh1) y cuarto (rh2), mientras que el
intervalo (C2) entre el espacio de diente de dicho engranaje
externo y la arista de cabeza de diente opuesta de dicho engranaje
interno es sustancialmente igual a la diferencia de diámetro entre
dichos círculos primero (re1) y segundo (re2), y porque el
intervalo entre los engranajes externos e internos en una porción
donde dichos engranajes externos e internos engranan más
profundamente entre sí es sustancialmente igual al intervalo entre
aristas de cabeza de diente de dichos engranajes externos e
internos en una porción donde la profundidad de engrane entre dichos
engranajes externos e internos es menor.
Applications Claiming Priority (2)
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| JP23956297 | 1997-09-04 | ||
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