環狀閥泵的制作方法

專利名稱:環狀閥泵的制作方法
本發明屬于液壓泵領域，尤其涉及有旋轉缸體的液壓泵，而且其進口和出口，是由旋轉缸體內的缸口和罩體內的固定閥口之間的配合來完成，這種類型液壓泵特別用于燃料噴射系統。
現有技術中的液壓系統，大多數液壓泵是旋轉缸體型。在這種類型泵中，在泵體內的裝置例如斜盤，是和隨旋轉缸體旋轉的活塞嚙合，以推動活塞有規律地連續經過正壓或壓縮行程和負壓或抽吸行程，而使活塞在泵體的一個180°部分是處在正壓或壓縮行程移動，活塞在泵體的另一個180°部分是處在負壓或抽吸行程移動。旋轉缸體泵，估計有95%采用腰形閥口型的進、出閥。
在一種腰形閥口型閥系統中，在泵體內固定有兩個大的弓形的腰形閥口，出現在泵體的一個端罩內。其中一個大腰形閥口分布在一個180°部分用于進入，而另一個分布在另一個180°部分用于排出。這些大的固定腰形閥口，在它們的端部被閥面(land)隔開，所以它們的大小實際上稍微小于180°。環狀排列的小的規則相間的缸體腰形閥口，在旋轉缸體上位于環狀缸口平面，并各自與相應的泵缸連通。旋轉缸閥口的軸線和大的固定腰形閥口的軸線是共軸的，而小的缸閥口在一個閥面是從正壓至負壓突然變換，在另一個閥面是從負壓至正壓突然變換。
在旋轉缸體液壓泵內采用的現有技求的腰形閥口型閥有許多嚴重問題，它有固有的幾何圖形，特別是旋轉缸閥口和大的固定腰形閥口的共軸對齊。固有問題之一是，大的固定腰形閥口和旋轉缸閥口，對規定的流量和泵壓力來說，要求離旋轉軸線有較大的徑向距離，這導致不希望有的旋轉缸體閥口面緊壓面對的固定腰形閥口面的高速磨擦，結果是不希望有的大磨損。
腰形閥口型閥的另一個固有問題是，長的固定腰形閥槽以它們陡的端部和短的中間閥面，形成面對的閥口表面的平面搭接，在使用中的問題是趨向于在閥面之間形成不精密的面對面密封。較大的閥口半徑，造成使用中平面搭接的難題。
在長的固定腰形閥口的端部，旋轉缸體閥口與閥面突然的交叉，也產生嚴重問題。小的旋轉閥口的端部邊棱對應大的固定閥口的端部邊棱是突變的180°相對的幾何形狀，結果造成閥口非?？斓拈_閉作用。這種閥口的突變的180°相對的幾何圖形，由閥口離旋轉軸線不受歡迎的大的徑向配置加以混合而成問題，結果造成閥口相當大的接近和脫離速度。
這樣一種問題是，旋轉缸體閥口邊棱和大的腰形閥口閥面突變的180°交叉，有趨勢在一個或兩閥面造成劃槽，并隨后有液壓流從閥面中間界面泄漏出。
旋轉缸體泵的正和負加壓作用，其活塞受到斜盤的施力，而加壓作用基本上是正弦函數關系，在閥面泵壓為零，在一個大的固定腰形閥口接近中點處正壓泵壓最大，而在另一個大的固定腰形閥口接近中點處負壓或抽吸壓最大。基本上是零壓的缸體閥口突變地暴露至泵的全高壓輸出和全負壓輸入，在輸出和輸入端固有地導致不希望的無規則壓力或“液壓脈動”，而且無規則輸入，在輸出端將反映出更大的無規則輸出。
由于制作上的困難，以及由于劃溝等磨損，造成腰形閥口型旋轉缸體泵的相對閥面平面度的偏差，趨向于造成垂直于閥面的總平面的軸線方向上的泄漏通道，同時為了按規定的泵流量和壓力而要求的腰形閥口閥面的較大的周邊，都是積累的因素，它們趨向于造成沿著徑向或平行于閥面總平面的比較大的液體流失通道。這些泄漏因素嚴重的后果是，它使泵在低速時，輸出壓力的建立相當慢。由于燃料噴射泵是由發動機驅動的，這在發動機啟動速度階段是危險的缺點，而發動機的啟動完全是依賴泵壓的上升。
鑒于這些，以及現有技術中其他問題，本發明總的目的是提供一種新型的用于旋轉缸體型液壓泵的閥口系統，它比這種泵內通常采用的腰形閥口型閥，在長的使用壽命中有更嚴密的密封。
本發明的另一目的是提供一種用于旋轉缸體型液壓泵的閥口系統，它采用了一種新型的環狀閥座面，該閥座面相對旋轉缸體的旋轉軸線是偏心地定位的。
本發明的另一目的是提供一種新型的用于旋轉缸體型液壓泵的偏心環狀閥結構，它有不中斷的對稱幾何形狀，在使用中特別適用于平面搭接，保證閥口表面有效的面對面密封。
本發明的又一目的是提供一種其特性適用于旋轉缸體型液壓泵的環狀閥口系統，其旋轉缸口表面和缸口相對本發明的新型偏心環狀閥元件有窄的銳角的進入和離開角度，在操作期間減小磨損，又避免劃溝和隨后泄漏的任何趨勢，而且使用中造成連續的自行清潔作用和微表面搭接。
本發明還有一個目的是提供新型的用于旋轉缸體型液壓泵的環狀閥口系統，其弧形環狀閥座出口和入口邊棱，以及旋轉環狀簇的缸口幾何形狀，使其環狀閥座和缸口閥表面，對可比較的泵流量和泵壓，比通常的腰形閥口型系統的閥表面，其面積可小得多。這更小的面積由于其更小得多的閥面周邊，不僅減小了泄漏，也使閥面的更精確的配合平面度，能夠被制作和保持。
本發明還有一個目的是提供一種用于旋轉缸體型液壓泵的偏心環狀閥閥口系統，其中，閥面的精確度以及用于液壓液體流量和壓力的面積相當小，能使在配合的閥面中間的液壓流體泄漏大大減小，致使在泵速非常低時，泵的輸出壓力上升很快，本發明的閥系統被用在發動機驅動的燃料噴射泵時，而且發動機的啟動是完全地依賴發動機低速時泵壓的上升，這是非常關鍵的優點。
本發明還有另一個目的是提供一種新型的用于旋轉缸體液壓泵的偏心環狀閥口系統，其旋轉缸口在弧形環狀閥座固定的排出和進入閥口邊棱處打開和關閉，是逐漸的而不象在同類液壓泵通常采用的腰形口型閥那樣是突變的，其閥口特性總的是跟隨泵的特性，因此無規則的輸出壓力或液壓脈動可以減小。
在旋轉缸體型液壓泵中，活塞和壓缸旋轉通過泵體第一個180°部分，其活塞沿壓縮或輸出行程移動，而通過泵體的第二個180°部分時，其活塞是沿著抽吸或輸入行程移動。根據本發明，缸體被提供有缸口面，通常是相對于缸體的旋轉軸線的徑向方向定向的，缸體還在缸口面開有呈圓形排列的規則相間的缸口，各個缸口與相應的一個壓缸連通。一個一般是環狀的閥元件有一個圓環狀閥座表面，該表面與缸口表面面對面嚙合，而環狀閥座表面的軸線相對于缸體和缸口的旋轉軸線偏心地偏移。這環狀閥座軸線的偏心的偏移，最好是朝向泵體的壓縮或排出的180°部分，造成壓縮或排出壓缸暴露在環狀閥座面的內邊棱之內，而作為泵出的液壓液體的正壓排出口，同時造成抽吸或吸入缸暴露在環狀閥座面的外邊棱之外，而作為從液壓液體源來的液體的抽吸入口。排出液體的壓力作用在環狀閥元件，來保持環狀閥座表面向下緊壓著缸口面，因此更為抵消了液壓液體的提升力，這些液壓液體是作用在缸口面和閥座面之間的分界面內，而且啟動彈簧的偏壓也作用在環狀閥元件上，以便一齊偏壓著缸口表面，直至排出液體壓力上升完成這功能。
本發明的這些和其它目的，由下文中結合附圖的敘述就可以更加清楚。
圖1是實施本發明的環狀閥泵的立體圖;
圖2是本發明的環狀閥泵向著閥端罩看去的側視圖;
圖3是沿圖2的3-3線截取的軸向剖視圖，該剖面是經過泵的旋缸體的旋轉軸線，然后偏移使之也經由本發明的環狀閥元件的軸線而截取的;
圖4是沿圖2的4-4線截取的軸向剖視圖，該剖面既與旋轉缸體的旋轉軸線重合，也與本發明的環狀閥元件的軸線重合;
圖5是沿圖3的5-5線截取的橫剖視圖;
圖6和圖6A是沿圖4的6-6線截取的局部放大剖視圖;
圖7是沿圖4的7-7線截取的局部放大剖視圖。
參照附圖，首先具體參照圖1-4，本發明的環狀閥泵一般用10標志，通常裝在一個帶有端部14和16的圓柱形泵體12內，泵體12包括圓柱形殼18，固定到殼18一端的閥端罩20，及固定到殼18另一端的軸端罩22。閥端罩20包含本發明的環狀閥元件，它偏心地與泵的環形配置的缸口相配合，構成了本發明的進口和出口的通道。另一方面，軸端罩22同軸支承著泵軸，泵軸的驅動端從軸端罩向外伸出。
閥端罩借助于環形的規則相間的螺栓組24固定到圓柱形殼18的一端，并靠環形的規則相間的定位銷26而相對于殼18可靠地定位。環形密封墊28密封閥端罩20和圓柱形殼18之間的接合面。
在圖1、圖2和圖4中可以看到，液體進口通道30穿過閥端罩20，與泵10的中心軸線32平行，但與之有較大的徑向偏移，進口通道在泵體12的閥端14向外開口，與液體供應源連接并連通。出口通道34也部分伸過閥端罩20，在泵體12的閥端14向外開口，與接受來自環狀閥泵10的壓力液體的器械，如柴油或汽油燃料噴射器等連接并連通。圖2和圖4清楚地顯示，出口通道34與本發明的環狀閥元件的偏心軸線成一直線。該偏心軸線36平行于泵10的中心軸線32，但與中心軸線32徑向偏移一個偏心量，在圖2、4和6中用“e”來表示。這樣就可以在靜止的環狀閥元件和旋轉缸體口之間實現本發明的新型的進口和出口，這在下文將詳細敘述。
軸端罩22有一個軸向孔37，泵軸38的外驅動端部從中伸出。軸端罩22借助于一組規則相間的螺栓40與圓柱形殼18相連接，靠一組規則相間的定位銷42相對于殼18可靠地定位。殼18和軸端罩22之間的交接面用密封墊44密封。
通常是圓形的缸體46安裝在泵軸38的內端部，缸體46有中心孔48，安放軸38的內端部。缸體46靠同軸螺絲50與泵軸38固定，螺絲頭凹進到缸體46的環形口平面52之內。在軸38內端和缸體46之間的O形密封圈54提供它們之間流體密封。泵軸38是使缸體46旋轉的驅動軸，因此，用嚙合在軸38和缸體46的對準槽內的細長鍵56來將泵軸38和缸體進行鍵連接。
缸體46的缸口端部支承在滾針軸承組合件58上，后者一部分放置在殼18內，一部分在閥端罩20的圓周內。滾針軸承組合件58的內軸承圈60固定在缸體46上。對泵軸38和缸體46的旋轉支承，是借助于安將在軸端罩22上的滾珠軸承組合件62來完成的。一對唇形密封件類型的軸密封件64安裝在軸端罩通道37內，兩密封件64之間的空間由通道65與泵體12外界通氣，以防止兩密封件之間產生壓力。
一組成環形排列的缸孔66各安裝一個缸套68，它們規則相間地圍繞缸體46。各缸孔66和缸套68與泵10的中心軸線平行，并與之有相等的徑向間隔。在附圖中所示的本發明的實施例中，在七個缸孔66和套68。缸套68的外部的減小部分，從缸孔66向外伸向泵體12的軸端16，這些外部減小的部分70伸過夾持板72上的輔助通道，夾持板72借助于一組規則相間的螺絲74固定到缸體46的軸端面上，以便將缸套68夾持在缸體46上。
缸的內端或頭端76由圖示形狀的錐形凹孔形成杯形間隙，缸端76通過相應的缸頭流通通道78，與缸體46的缸口平面52上的相應缸頭口80相連通。缸頭流通通道78從缸頭端76到缸頭口80，沿軸向和徑向向內傾斜，以便使缸頭口80與中心軸線32的徑向距離達到非常之小，這是本發明的一個重要方面。然而，卻可以使缸由中心軸線32向外的徑向間隔相對地大些，以便為缸、活塞和活塞致動機構提供所需要的空間量，下文將詳細敘述。缸頭口80是在傾斜流通通道78孔端的圓形沉頭孔。
活塞82以可滑動的方式安裝在每個缸套68內，在缸體46旋轉期間，當活塞繞中心軸線32作圓周運動時，活塞如凸輪隨動件一樣被往復驅動?；钊?2有內部的液體推動端83和外部的凸輪隨動端84。外部凸輪隨動端84通常可以是圖示的球面形狀，也可以是變形的錐面形狀，其總錐角近似等于凸輪相對于泵10軸線32的傾斜角。各活塞82由套合在相應缸套68的外部減小部分70上的螺旋形活塞彈簧86作用，相對于其缸套68而向外推壓。活塞彈簧的偏壓是由各彈簧86作用到相應的彈簧導套88上，然后通過相應的導套卡環90作用到相應活塞82的靠近其外端84上。各活塞彈簧86的內端壓在相應的定位墊圈92上，后者又壓在擋板72上。
活塞82的外部凸輪隨動端84頂在凸輪斜盤94上，由于缸體46的旋轉而被驅動，凸輪斜盤94借助于凸輪板結構96而安置在泵體12內的固定位置上。凸輪斜盤94是一種圓環形式，以可自由轉動的方式壓靠在環形滾柱軸承組合件98上，后者又壓靠在止推墊圈100。上軸承組合件98和止推墊圈100都放置在凸輪板結構96上。環形套筒102將斜盤同軸地繞其轉軸而配置。旋轉軸線在圖3中用103表示?；钊麖椈?6的作用力將斜盤94，軸承組合件98和止推墊圈100一起壓靠在凸輪板結構96上。凸輪板結構96保持其在泵體12內的幾何固定位置，這是靠凸輪板結構96的圓形端部104支承并覆蓋滾珠軸承組合件62的外軸承圈，并且靠軸端罩22上的銷子105銷住以防止其轉動而得以實現。這樣，凸輪斜盤94的軸線103在圖3剖面的平面上有一個相對于泵10的中心軸線32的固定傾斜角106，而這與圖4剖面的平面或與圖2、4和6所示環狀閥元件偏心距“e”的方向成90°。斜盤軸線103的傾斜角106對本發明的環狀閥泵10提供了第二個偏心，它與閥口偏心距“e”以新的方式相配合，下文將詳述。
液體入口107設在殼18的壁上，使泵體12的內部可充以被泵壓的液體，或需要時可將其抽空。入口107在環狀閥泵10運轉期間被塞住。軸38從軸端罩22向外伸出的端部設有傳動鍵槽108。
本發明的環狀閥元件一般用110表示，它安裝在閥端罩20內，以便面對面接在缸體46的環形口平面52上。環狀閥元件110的圓柱形本體112裝配在閥端罩20的通常是互補的但稍許長些的圓柱形凹座114內。O形密封圈116和滑環118安置在圓柱形本體112的環形槽內，在閥元件110的本體112和閥端罩20的凹座114的圓柱形內表面之間提供普通的流體密封。
環狀閥元件110的閥面是平貼壓靠在缸體口面52上的圓環座平面120，它限定在閥元件本體112的內外圓柱面之間。環座面120的內緣122形成閥的固定的，即不旋轉的出口，它又通過在閥元件110內軸向伸展的輸出管道124與圓柱形凹座114連通，然后與環狀閥泵10的出口通道34連通。
環座面120的外圓周126形成閥的固定的即不旋轉的進口。閥端罩20的內端是環形的凹座，提供了圍繞環狀閥元件110的內口端的閥進口室128。從環狀閥元件110的圓周上向進口室128內伸出環形的定位凸緣盤130，一組環狀的規則相間的定位銷132將定位凸緣盤130銷住。隨之閥元件110也銷住，防止其相對于閥端罩20轉動。銷132被固定到閥端罩20上，但它與閥元件定位凸緣盤130上的互補孔軸向滑配合，使閥元件110可以沿軸向調節到一個壓在缸體口面52上的最佳密封位置。
一組環形的螺旋彈簧134安裝在閥端罩20上規則相間的相應的凹座136內。彈簧134壓靠閥元件110的凸緣盤130，以便將閥元件環座面120平貼壓靠在缸體口面52上。只有在泵建立很大的液體出口壓力之前，才需要用彈簧134來產生偏壓，將口面120和52壓在一起，在此之后，液體出口壓力本身可提供所需的偏壓力，下文中將詳述。
進口室128借助于安裝在環形保持器140上的O形密封圈138與缸體的滾針軸承組合件58隔離，保持器140靠波形彈簧(marcelspring)142壓靠滾針軸承圈60。
有兩個單獨的偏心體現在本發明中，它們互相配合，以便基本上完全消除從本發明的環狀閥和旋轉缸體組合中流出的壓力液流的不穩定性或“脈動”。偏心之一是斜盤軸線103相對于泵10中心軸線32的軸向角偏移106。另一個偏心是環狀閥元件軸線36相對于泵的中心或主要軸線32的偏心距“e”，該中心或主要軸線32是泵缸體46和缸閥口80繞之旋轉的軸線。這兩個偏心軸線在本發明中以全新的方式互相配合，以便基本上完全消除環狀閥泵10出口處的液流不穩定性或液壓脈沖。這對于本發明的作為燃料噴射器泵的典型應用，特別是在壓力可能非常高的地方，例如在某些壓力一般可約為2000至5000psig(磅/英寸2)的柴油燃料噴射器系統中，以及在一種非常短期內的，其壓力據申請人所知高達約15，000psig的新柴油燃料噴射器系統中可能很重要。
斜盤94的軸線103的傾斜角106的這一偏心，使活塞82在對缸體46的旋轉以及跟著發生的缸66和活塞82的繞軸旋轉的應答中，產生泵壓作用。當環狀閥元件偏心軸線36相對于中心軸線32的偏心距“e”的偏移方向，及凸輪斜盤軸線103相對于中心軸線32的傾斜角106的方向如附圖中所示，缸體46將如圖5和圖6所示那樣順時針旋轉，從圖3或圖4中所看到的上部缸狀離開圖5和圖6的圖面向上移動，而從圖3或圖4中所看到的下部缸，將向下移動進入圖面。該旋轉方向在圖6中用假想箭頭表示。
當旋轉缸體46使活塞82繞中心軸線旋轉時，斜盤94和活塞彈簧86共同作用，把活塞在其相應的缸66中，在全縮回和全伸出的位置之間移動。在圖3中可以看到，上部活塞82a處在全縮回位置，而下部活塞82b則接近其全伸出位置。當缸體46從圖3所示位置轉過第一個180°時，活塞82a如同凸輪隨動件一樣，相對于斜盤凸輪94運行，在軸吸行程中，從其按圖3所示的全縮進位置向外移到其全伸出位置，即大致相應于圖3中活塞82b的位置。相反地，在從圖3所示位置轉動第一個180°的期間，活塞82b在壓縮行程中，將從其如圖3所示的大致全伸出的位置，移向其全縮進位置，即大致相應于圖3中活塞82a的位置。然后，在缸體46轉動另一個180°時，活塞82a在壓縮行程中，將向前移回其如圖3所示的全縮進位置，而活塞82b則將在抽吸行程中，向后移回其如圖3所示的全伸出位置。
如圖4所示，缸體46相對于其在圖3的位置旋轉超前90°，因此從圖4看到的活塞82c和82d，接近于其軸向行程的中部，從而接近于其具有最高的移動速度。圖4中的上活塞82c接近于其抽吸行程的中部，而圖4中的下活塞82d接近于其壓縮行程的中部。
這樣，泵10的泵體12可以考慮為具有兩個180°的部分，缸66，活塞82和缸口80通過它們而繞軸旋轉。一個180°壓縮部分，它是如圖3所示的泵體12的部分和如圖4所觀察的泵體12的下半部。還有一個180°抽吸部分，它是圖3的圖面以外的泵體12的部分，及從圖4所觀察到的泵體12的上半部。
活塞82的軸向方向的壓縮和抽吸行程伴隨著活塞繞軸線32旋轉運動時圍繞整個缸體的正弦曲線軌跡，活塞運動減慢至接近活塞的全縮進和全伸出位置時的大致為零，這里給出了正弦曲線的頂點。它們的接近其行程中點的最大軸向運動速度，相應于反映其運動的正弦曲線的最陡的斜度。本發明的新型的偏心環狀閥口，提供了橫截面尺寸的變化非常接近于活塞82的正弦曲線運動圖形的閥口的進口孔和出口孔，它們與活塞的運動同步，基本上完全消除了流動不穩定性或液壓脈動，下文將詳述。
斜板軸承組合件98的滾動作用，由于隨動端84具有球面或變形錐面形狀，在自由旋轉斜板和活塞凸輪隨動端84之間產生最小量的摩擦。當活塞端84頂著斜板94旋轉時，斜板面與活塞頭84在斜板面上的稱為掃描軌跡的旋轉嚙合軌跡上嚙合。雖然活塞82在其相應的缸內可自由轉動，它們在缸孔內只是有些顫動或章動。
環狀閥元件110的環座面120和缸口面52之間的配合閥口在圖6中清楚地顯示出來。圖6顯示出，通過相應的缸頭流通通道78與相應的缸66相連通的缸口80，是如何與偏心的環座面120互相連通的，從而與環座面120的內出口圓周122及外進口圓周126互相連通。
考慮缸體46按圖6所示的順時針方向旋轉，通過流通通道78a與缸內活塞82a相連通的缸口80a，處于其最大封閉位置上，并且逐漸在其環座面120的外周或進口126的徑向向外的外緣變成不被覆蓋，以便對進口室128暴露。在環座面126的另一側，通過通道78b與缸內活塞82b連通的缸口80b，在環座面120的內周面或出口122的內側已開始變成局部不被覆蓋，以便與管道124連通。缸口80c超前于缸口80b，并通過通道78c與相應的缸連通，缸口80c在環狀出口部分122的內側幾乎完全暴露至其最大范圍。另一個超前于口80c但滯后于口80a的缸口80e，在環狀出口122的內側已經大大移過其最大開口位置，現正在移向其關閉位置。
在環座面120的另一側，如在圖6的右側，缸口80f在座120的外周126的外側大致半開，以連通進口室128，口80f正移向其全開位置。缸口80d已稍微移過其在環座120的外周126外側的最大開口位置，仍然接近其全開位置，以與進口室128連通。缸口80g已經大大移過其全開位置，并正移向其在環座120的外周126的內側的關閉位置。
這樣可以看出，在由缸體46的旋轉而引起的缸口80的變換期間，環狀閥元件110的環座面120完成對缸口80的識別作用。環座120的內周122確定缸口80在其相應的活塞處于壓縮狀態時與出口管道124連通，而環座面120的外周126確定其活塞處于抽吸狀態的缸口80與進口室連通。
在圖6中描繪出圍繞中心軸線32的內外假想圓144和146，以指示缸口80相應的內外邊緣。內圓144指示內邊緣的運動方向，以及在其運動輸出階段的打開或關閉時和在輸出階段的主要部分期間，當口80接近環座120的內邊緣時，指示出口80的內部情況。在接近如圖6所示的環座內周122的底部時，出口80的上邊緣移到其打開位置，相對于座內邊緣122成銳角。然后只有口80的上部外周邊緣部分首先以該銳角被打開。同樣，當口80在座內緣122的上部關閉時，它們也以相對于邊緣122成銳角的情況移動，并且只有口80的很小的下外周緣部分被關閉。相反，內圓144和內座緣122的左側的大部分長度通常都以偏心相切的關系互相平行，以致在閥口的出口的那部分，當大面積的缸口80暴露于環座邊緣122的內側，口80暴露在座緣122內的打開和關閉的變化就比較慢的完成。通過這種裝置，口80的暴露，從接近內座緣122底部的打開，經過出口的主要部分，最后在接近座的出口邊緣122的上邊緣的關閉，非常緊密地跟隨著活塞的正弦運動，從而跟隨著缸口80從其相應的缸接受的液流的相應的正弦流動變化速度。這種出口的暴露和流向口的輸出液流的相互關系基本上完全消除了輸出液流壓力的不穩定性或液壓脈動。
按照同樣的方式，缸口80的外緣以外圓146相對于環座126的外周126所表示的銳角關系移動，不論是其打開或關閉的運動，只有口80的很小的外部分被暴露于接近打開或關閉位置。而在抽吸階段的主要的或中心部分，口80的很大的外部分暴露在外圓146和外座緣126部分之間，它們通常以相切的關系互相平行。因此，暴露量的變化比較慢。這樣，在抽吸階段，缸口80對進口室128的暴露比較緊密跟隨著相應活塞的正弦抽吸運動，基本上完全消除輸入液體的波動或液壓脈動。
與本發明所獲得的開口功能與泵功能的配合相比來看，在傳統的腰型閥中，缸口的打開和覆蓋是以缸體的全圓周速度迅速的進行，迅速地全部打開進入到大的靜止的腰形口，在掃掠的整個范圍內保持全打開，與大的腰形口連通，然后，在到達大腰形口端部時迅速關閉。這種突然開口，并且隨之而來的突然高壓和高輸出容積向著低壓和低泵口流出容積的變化，導致在出口處的巨大的不穩定性或液壓脈動。
在圖示的本發明的實施例中，有七個缸66、缸流通通道78、缸口80和活塞82，它們規則相間地環繞缸體46。從圖6可見，對于七個缸泵裝置和口來說，兩個缸口80總是廣泛暴露在出口外周122內的出口管道124，第三個缸口局部暴露，而同時有兩個缸口80廣泛暴露于在進口外周126外側的進口室128，另外一個以上局部暴露。經驗發現，七個缸、活塞和環狀的規則相間的缸口80是一個足夠的數量，足以與環狀閥座面120配合，以平滑地提供各種閥口特性，上面已經詳述，它通常與泵的特性相一致，不致引起任何顯著的液壓脈動。
本發明的環狀閥有一系列特點，它們以協合的方式共同配合，與傳統的腰型閥相比，可以提供更牢固的閥口面密封，不論它們是初始制造的產品，還是長期工作后的閥。
其中一個特點在于，圓環座面120的對稱幾何形狀和環狀的缸口孔組80，特別適用于應用時的平面搭接，以提供最佳的面對面密封。另一個特點在于缸口面52和缸口80分別相對于環座面120的對稱的幾何形狀和狹小的接近和離開角，導致有清潔作用和連續微表面搭接，后者在閥經過長時間操作而磨損之后可保持配合表面的精確平面度。由于這種作用，沒有任何產生溝槽的傾向，并且原始的牢固的防漏密封可以長期保持。
另外的在提供可靠的口密封方面與其它特點相配合的非常重要特點在于，偏心的環座面120和環形的缸口組80的幾何形狀，使閥面的面積和隨之而來的外周邊，都比傳統的腰型閥要小得多。這種更小的尺寸，使配合的口面的平面度可以制造和保持得更精確。硬精確的平度度使配合閥面在其面對面的方向，即在垂直于面的方向更加緊密在一起，使在閥的垂直即軸向方向上的池漏途徑減至最小。而由更小的閥面獲得的減小的周界，使得在平行于平面的方向，或在閥的總的徑向方向上的液體池漏途徑減小了。而且，與環座面120相接合的旋轉缸口面52部分的半徑愈小，導致減小了磨擦速度，它是正比于半徑的，因此減少了磨損。
與環座面120面接觸的缸體口面52的部分，其速度的絕對限度實際上是很低的。這樣，在本發明的用作燃料噴射泵目的樣機中，密封環座面的外徑約為1英寸，其偏心約為3／16英寸。結果，掃過環座面120的缸體口面52的直徑約為1／18英寸，該直徑再乘以π(3.14)，得出掃過表面的外周約為4.32英寸，對于一臺典型的轉速為2400轉／分柴油發動機，用普通曲柄來驅動環狀閥泵10，掃過表面的外周速度約為14.4英尺／秒，這種掃過環座面120的口面52平均速度大大小于14.4英尺／秒。
本發明的由本發明的環狀閥口而獲得的泄漏非常小，從而產生極重要的優點，本發明的環狀閥泵10的能力是可以在非常低的轉速下，建立滿操作出口壓力。在泵是由發動機驅動時這是非常重要的，最好采用連桿軸速度，但也可以采用凸輪軸速度，或者可以是采用皮帶，齒輪或軸傳動等的任何其它所需速度。如果使用環狀閥泵103將壓縮燃料向燃料噴射器泵送，絕對重要的是泵10應能夠在發動機的起動速度下基本上提供滿壓，該起動速度是很低的。對本發明的環狀閥口的密封應非常致密，使得在采用本發明的環狀閥泵的樣機并且發動機速度低于每分鐘70轉之下可以獲得滿壓力。而與需要傳統的旋轉缸體燃料噴射器泵(它有腰型閥口)相比，后者要求超過每分鐘300轉的轉速。這是本發明的優于四比一的突發(four-to-onestart-up)的優點，它表明本發明閥口密封達到新的數量級。
環狀閥元件110和暴露于進口室128的缸體口面52的部分，都浸沒在被泵壓的液體中。另外，只有幾個分子厚度的液體薄膜，當缸體旋轉時，在相對的兩口平面，即環座120和與之對準的缸口面52的部分之間連續起作用。這些在閥口面之間的流體薄膜起潤滑表面防止磨損的作用。這些薄膜實際上由存在于環狀閥元件110的出口122和那些從相應的缸接納壓力液體的缸口80內的高壓液體壓入閥口之間的交接面內所致，這些缸口是圖6中的缸口80b,80c,和80e。這些在交接面內的壓力液體在工作中逐漸從口面之間流出，但速度非常之慢，以致沒有表現出任何量的液體泄漏。這些在閥口面交接面內的壓力液體產生推開力，企圖將環座面120沿軸向推離缸口面52。推開壓力分布圖形在圖6A中用假想線148大致表示出來，從環狀閥出口122沿徑向向外擴展，并圍繞壓力缸口80沿徑向向外進一步彎曲。在環狀閥元件110上的總推開力是由面積增量乘以在增量區間的壓力，并對整個由推開壓力圖形148所限定的面積積分來確定的。當增壓缸口80旋轉時，推開壓力圖形148會連續變化，并且推開力的大小會在推開圖形的范圍內稍許變化。該推開力在其最壞情況下是大于夾持力的抗衡，該夾持力是由端罩120的圓柱形凹座114內的輸出液體壓力作用在環狀閥元件110上的。夾持力的確定是由輸出液體壓力乘以閥元件圓柱形本體的從內徑到外徑之間的橫截面積而得到的，其中該內徑是由出口122所限定，而外徑是由0形密封圈116的外周所限定。雖然圖6A中的假想線148一般限定推開壓力和力的圓形，應該理解，每單位面積增量的壓力和力在接近出口122和增壓缸口80處是最大值，從那里沿徑向向外減少，直到圖形線148外。然而，應該理解，整個環座面120和缸口面52的對準部分之間的交界面是由被泵壓的液體薄膜進行潤滑的。
作用在閥元件110上的液體壓力夾持力，在圍繞環狀閥元件110的整個環形范圍內應足夠大，使環座面120牢固壓置在缸口面52上，可以不管有不規則的的推開壓力圖形148圍繞環座中心即偏心36。雖然這會引起作用在閥面之間的力在環座120－側比在另一側更大些，還沒有發現在作用在較大力的一側上有更大的磨損，這特別是由于閥面之間有潤滑膜，并且表面之間的掃掠速度非常低?；h118對0形密環圈116的壓力為環狀閥元件110提供充分的軸向移動自由度，用以將環座面120對缸體面52進行微調，以保證兩閥口面之間有最佳的密封。
雖然本發明是參照最佳實施例進行描述的，應該理解，專業技術人員可以進行各種變化，而不脫離本發明在權利要求
書中所限定的范圍和精神。
權利要求
1.一種液壓泵內的閥口系統，該液壓泵具有一個限定了進入和排出流道的殼體和具有一個可在其內旋轉的缸體，缸體具有圓形排列的規則相間的壓缸，在上述各個壓缸內有一個可軸向滑動的活塞，還有裝置與上述活塞嚙合，用于移動上述活塞，在它們各自的壓缸內有規律地順序經過壓縮行程和抽吸行程，而環繞上述殼體的第一個180°部分的活塞沿壓縮行程移動，同時環繞上述殼體的第二個180°部分的活塞沿抽吸行行程移動，其特征是該閥口系統包括了在上述缸體有一個缸口面，通常相應上述缸體的旋轉軸線的徑向方向定向；在上述缸口面有多個規則相間的缸口，上述缸口的數目相當于上述壓缸的數目，而且圍繞上述旋轉軸線圓形地排列，各個上述缸口與上述一個相應的壓缸連通；在上述殼體內具有一般的環狀閥座面的一個閥件，它與上述閥口面互補并緊靠在其上，上述閥座的軸線相應上述旋轉軸線偏心地朝向上述殼體的其中一個上述180°部分偏移；上述閥座表面有弧形內邊棱限定了一個內口，與其中一個上述殼體通道連通，還有弧形外邊棱限定了一個外口，與另一個上述殼體通道連通；上述與環繞殼體的上述一個180°部分的壓缸連通的缸口，對著上述內口暴露，上述閥座軸線朝向該180°分偏移而上述與環繞殼體的另一個上述180°部分的壓缸連通的缸口，對著上述外口暴露。
2.根據權利要求
1的閥口系統，其特征是上述閥座表面基本上是圓環狀，而上述閥座表面的上述弧形內邊棱和外邊棱基本上是圓形。
3.根據權利要求
2的閥口系統，其特征是上述缸口面和上述閥座表面基本上是平的。
4.根據權利要求
1的閥口系統，其特征是上述內口與上述排出通道連通，上述外口與上述進入通道連通，而其上述閥座軸線是朝向上述殼體的上述第一個180°部分偏心地移動，因此上述內口是一個出口，它接受從上述壓縮行程壓缸來的加壓液體流，并將其排放到上述排出通道，而上述外口是一個入口，它接受從上述進入通道來的液體流，并將其發放到上述抽吸行程壓缸內。
5.根據權利要求
4的閥口系統，其特征是上述閥座表面基本上是環狀，而上述閥座表面的弧形內邊棱和外邊棱基本上是圓形。
6.根據權利要求
5的閥口系統，其特征是上述缸口面和上述閥座表面基本是平的。
7.根據權利要求
4的閥口系統，其特征是上述閥元件被放置在上述殼體的一個端罩內。
8.根據權利要求
4的閥口系統，其特征是上述閥元件包括一個一般的圓柱形結構件，通常與上述閥座軸線共軸，而上述殼體其有一個一段的圓柱狀的凹座，通常也與上述閥座軸線共軸，還與上述殼體排出通道連通，上述結構件一般共軸地安裝在上述凹座內;上述結構件有一個一般是軸向的液體排出通道，通過其中，其一端與上述排出口連通，其另一端與上述凹座連通，因此在上述排出口和上述殼體排出通道之間建立連通。
9.根據權利要求
8的閥口系統，其特征是上述閥座表面基本上是環狀的，上述閥座表面的弧形內邊棱和外邊棱基本上是圓形。
10.根據權利要求
9的閥口系統，其特征是上述缸口面和上述閥座表面基本上是平的。
11.根據權利要求
8的閥口系統，其特征是上述閥元件是被安裝在上述殼體的一個端罩內。
12.根據權利要求
8的閥口系統，其特征是它包括了一個一般的環狀進入室，一般沿徑向圍繞著上述外口，致使在上述外口和上述殼體進入通道之間提供連通。
13.根據權利要求
8的閥口系統，其特征是它包括了一個在上述和上述閥元件之間連接的阻擋裝置，用來防止上述閥元件相對上述殼體的轉動。
14.根據權利要求
8的閥口系統，其特征是它包括了在上述殼體內的保持偏壓裝置，用來將上述閥元件朝向上述缸口面推壓，以便保持上述閥座表面向下緊壓著上述缸口面。
15.根據權利要求
14的閥口系統，其特征是上述保持偏壓裝置，在上述凹座內包括排出液體的壓力，作用在上述結構件的橫截面上。
16.根據權利要求
15的閥口系統，其特征是上述保持偏壓裝置的上述保持向下作用力，足夠更為抵消液壓液體的提升力，這些液體是從上述內口和上述與上述內口連通的缸口，流入在缸口面和閥座表面之間的分界內工作的。
17.根據權利要求
16的閥口系統，其特征是它包括在上述殼體內的啟動彈簧偏壓裝置，緊壓靠著上述閥元件，用來將上述閥元件朝向上述缸口面偏壓，以便在上述泵啟動期間，在上述液體壓力保持偏壓裝置足夠執行保持向下作用之前，保持上述閥座表面向下緊壓著上述缸口面。
18.根據權利要求
1的閥口系統，其特征是上述活塞移動裝置，當它們環繞上述殼體的上述第一個和第二個180°部分時，使上述活塞沿著一般是正弦曲線的軌跡移動，而各上述缸口的在所述內外口處未被覆蓋的區域者，一般隨這樣的活塞運動而變化，致使通過上述閥口系統的液體流動通道，與由于活塞運動產生的流量是一致的，因而被上述閥口系統排放到上述殼體排出通道的液體內的液壓脈動被減小。
19.根據權利要求
18的閥口系統，其特征是上述活塞移動裝置包括斜盤裝置。
20.根據權利要求
4的閥口系統，其特征是上述活塞移動裝置，當它們環繞上述殼體的上述第一個和第二個180°部分時，使上述活塞按一般是正弦波軌跡移動，而各上述缸口的在上述內外口處的未被復蓋區域，一般隨這樣的活塞運動而變化，致使通過上述閥口系統的液體流動通道，與由于活塞運動產生的流量是一致的，因而被上述閥口系統排放到上述殼體排出通道的液體內的液壓脈動被減小。
21.根據權利要求
20的閥口系統，其特征是上述活塞移動裝置包括斜盤裝置。
專利摘要
一種偏心環狀閥口系統，用于有旋轉缸體的液壓泵。旋轉缸體有一個環狀缸口平面，在上述面上有一小簇規則相間的缸口，圍繞上述缸體的旋轉軸線呈環形排列。一個環狀閥元件有一個環狀閥座表面，保持齊平地緊壓上述缸口面。環狀閥座表面的軸線，偏離缸體的旋轉軸線，缸口在環狀閥座表面的內邊棱的內側未被蓋住，作為泵的排出口，而在環狀閥座表面的外邊邊棱的外側，作為泵的進入口。
文檔編號F04B1/20GK87101496SQ87101496
公開日1988年5月18日 申請日期1987年11月4日
發明者約瑟夫·S·卡爾迪洛 申請人:約瑟夫·S·卡爾迪洛