DE69511870T2

DE69511870T2 - GEARED GEAR PUMP OR MOTOR

Info

Publication number: DE69511870T2
Application number: DE69511870T
Authority: DE
Inventors: Richard Peach; Jeremy Sykes; Barry Wynn
Original assignee: David Brown Hydraulics Ltd
Current assignee: David Brown Hydraulics Ltd
Priority date: 1994-07-07
Filing date: 1995-07-07
Publication date: 2000-05-04
Anticipated expiration: 2015-07-08
Also published as: KR970704968A; JP3972072B2; EP0769104A1; WO1996001950A1; GB2304155A; DE69511870D1; EP0769104B1; GB2304155B; JPH10502715A; AU2892895A; GB9700560D0; ATE184080T1

Abstract

Hydraulic apparatus, for example a gear pump or motor, for low noise generation employs helical gears (8 and 10) retained within a casing. The contact ratio and the helical advance of the gear teeth (which may be approximately 2 and 1, respectively) are such as to substantially prevent back-flow of hydraulic fluid from the outlet side to the inlet side. In the case of a gear pump, a pressure relief recess (70 or 74) and a fluid feed recess (72 or 76) can communicate with the spaces between the teeth in the meshing zone at each end of the gears, the recesses being so shaped and positioned as to avoid communication with each other by way of said spaces, and the disposition of said recesses at one end of the gears relative to those at the other end thereof being staggered by an amount corresponding to the helical advance. Each pressure relief recess is a slot having a basic end surface (78 or 82) beyond which there extends a subsidiary slot or "nose" (80 or 84), and each fluid feed recess is a slot interconnecting the bearings for the shafts carrying the gears. In the case of a reversible gear motor, respective pressure relief recesses communicate with both ports of the motor at each end of the gears.

Description

Diese Erfindung betrifft eine hydraulische Vorrichtung, die ineinander greifende Zahnräder mit außenliegender Schrägverzahnung aufweist. Die hydraulische Vorrichtung könnte eine Zahnradpumpe sein, die aus einem Drehantrieb ein unter inneren Überdruck gesetztes Fluid erzeugt, oder ein Zahnradmotor, der aus dem Druckfluid eine Drehbewegung erzeugt.This invention relates to a hydraulic device that has intermeshing gears with external helical gearing. The hydraulic device could be a gear pump that generates a fluid under internal overpressure from a rotary drive, or a gear motor that generates a rotary movement from the pressurized fluid.

Viele herkömmliche hydraulische Zahnradpumpen haben ineinander greifende Außenstirnräder. Durch die Zahnräder wird Hydraulikfluid in den Zwischenräumen zwischen den Zähnen und umgeben von dem Pumpengehäuse von einer Einlaßseite zu einer Auslaßseite gefördert. Solche Pumpen erzeugen eine pulsierende Entleerung, die durch einen Zahn bewirkt wird, der in einen Zwischenraum zwischen den Zähnen auf dem zusammenwirkenden Zahnrad eintritt, wobei bewirkt wird, dass das dazwischen befindliche Hydraulikfluid ausgestoßen wird. Diese pulsierende Entleerung führt zu einer Druckwelle, die eine Resonanzschwingung von mechanischen Bauteilen verursachen kann, die ihrerseits ein Geräusch erzeugt. Es wäre wünschenswert, die Größenordnung der Druckwelle durch eine Beruhigung der Fluidentleerung zu verringern, um das Geräusch zu reduzieren.Many conventional hydraulic gear pumps have meshing external spur gears. The gears force hydraulic fluid from an inlet side to an outlet side in the spaces between the teeth and surrounded by the pump housing. Such pumps produce a pulsating discharge, which is caused by a tooth entering a space between the teeth on the cooperating gear, causing the hydraulic fluid therebetween to be expelled. This pulsating discharge results in a pressure wave which can cause resonant vibration of mechanical components, which in turn generates noise. It would be desirable to reduce the magnitude of the pressure wave by calming the fluid discharge to reduce the noise.

Es wurden Schrägstirnräder für Zahnradpumpen vorgeschlagen, die in Anwendungen zur Förderung verwendet werden. Ein Beispiel einer Förderanwendung ist dasjenige, bei dem das Fluid von einer Quelle zu einer Stelle übertragen wird, an der es verwendet wird. Zahnradpumpen mit Schrägstirnrädern dieses Typs neigen dazu, leiser zu sein als Zahnradpumpen mit Stirnrädern, weil das Fluid aus den Zwischenräumen zwischen den Zähnen in abgestufter, gleichmäßiger Art und Weise ausgestoßen wird, so dass die Druckwelle verringert ist. Ein erstes Anliegen solcher Zahnradpumpen mit Schrägstirnrädern ist, ein großes Fluidvolumen in einer kleinen Gehäusegröße zu übertragen. Das macht es wünschenswert, das Verhältnis zwischen dem Außendurchmesser des Zahnrades (dem Kopfkreis) und dem Wälzkreis auf ein Höchstmaß zu bringen, und kleine Zähnezahlen zu verwenden. Die Zähne selbst sind so geformt, dass sie in den Zwischenräumen zwischen den Zähnen eng anliegen, um einen unerwünschten Rückstrom von der Auslaßseite zu der Einlaßseite durch die ineinander greifenden Zähne zu verringern.Helical gears have been proposed for gear pumps used in conveying applications. An example of a conveying application is one in which the fluid is transferred from a source to a location where it is used Helical gear pumps of this type tend to be quieter than spur gear pumps because the fluid is expelled from the spaces between the teeth in a stepped, uniform manner, so that the pressure wave is reduced. A primary concern of such helical gear pumps is to transfer a large volume of fluid in a small housing size. This makes it desirable to maximize the ratio between the outside diameter of the gear (the tip circle) and the pitch circle, and to use small numbers of teeth. The teeth themselves are shaped to fit snugly in the spaces between the teeth to reduce undesirable backflow from the outlet side to the inlet side through the meshing teeth.

Für Förderpumpen, die mit einem verhältnismäßig geringen Druck arbeiten und/oder viskose Fluide fördern, sind solche Verfahren sehr zufriedenstellend. Es ist mit einem gewissen Rückstrom von der Auslaßseite zur Einlaßseite durch die ineinander greifenden Zähne zu rechnen, wobei dies aber im allgemeinen ohne Belang ist. Diese Verfahren sind jedoch nicht zufriedenstellend für Hochdruck-Hydraulikpumpen und/oder solche, die Fluide mit geringer Viskosität fördern. Solche Pumpen könnten Förderpumpen mit Hochleistungsmerkmalen sein, wobei sie aber typischer Leistung erzeugende Hydraulikpumpen, sozusagen Pumpen sind, in denen das Hydraulikfluid als ein Arbeitsfluid verwendet wird, um Hydraulik zu betreiben. Solche Pumpen können benötigt werden, um Drücke von bis zu 320 bar (32 · 10&sup6; Pa), selten weniger als 100 bar (10 · 10&sup6; Pa) zu liefern und neigen dazu, gering viskose Hydraulikfluide zu verwenden, deren Viskosität häufig 20 Zentistokes (2 · 10&supmin;&sup5; m²s&supmin;¹) bei normalen Betriebstemperaturen nicht übersteigt.For transfer pumps operating at relatively low pressure and/or transferring viscous fluids, such methods are very satisfactory. Some backflow from the discharge side to the inlet side through the meshing teeth is to be expected, but this is generally not a concern. However, these methods are not satisfactory for high pressure hydraulic pumps and/or those transferring low viscosity fluids. Such pumps could be transfer pumps with high performance characteristics, but they are more typically power producing hydraulic pumps, i.e. pumps in which the hydraulic fluid is used as a working fluid to operate hydraulics. Such pumps may be required to deliver pressures of up to 320 bar (32 x 10⁶ Pa), rarely less than 100 bar (10 x 10⁶ Pa), and tend to use low viscosity hydraulic fluids, the viscosity of which often does not exceed 20 centistokes (2 x 10⁻⁵ m²s⁻¹) at normal operating temperatures.

Somit sind die Zahnradpumpen des industriellen Standards für eine Verwendung mit Hochleistungsmerkmalen, insbesondere für Leistungsanwendungen, solche, die Stirnräder verwenden. Diese erzeugen eine gute Abdichtung gegenüber einem Rückstrom und werden trotz ihres Geräusches zur hochleistungsfähigen Nutzung verwendet.Thus, the industrial standard gear pumps for use with high performance features, especially for power applications, are those that use spur gears. These create a good seal against backflow and are used for high-performance applications despite their noise.

Ähnliche Überlegungen lassen sich in Bezug auf Zahnradmotore anwenden. Eine zusätzliche Überlegung ist die des Anlaufdrehmoments. Einem Zahnradmotor wird ein unter Druck befindliches Fluid zugeführt und dadurch zum Rotieren gebracht. In einem Zahnradmotor mit Stirnrädern erzeugen die momentanen Veränderungen der Verdrängung, die im ganzen Eingriffszyklus vorkommen, eine Strömungswelle exakt wie in einer Pumpe, wobei ein Geräusch hervorgerufen wird und außerdem Änderungen im Ausgangsdrehmoment erzeugt werden. Bei hoher Drehzahl sind die Änderungen des Drehmoments nicht von großer Bedeutung, wie für das durch die Strömungswelle erzeugte Geräusch. Bei einer niedrigen Drehzahl oder in Ruhe kann die Abgabe des Drehmoments problematisch sein. Für einen Motor kann es erforderlich sein, das volle Ausgangsdrehmoment zu erzeugen, wenn er blockiert ist und mit Druckfluid versorgt wird, wogegen eine Pumpe bei Ruhe keinen Druck erzeugen kann. In dieser Hinsicht können Zahnradmotore mit Stirnrädern Anlaufschwierigkeiten erleiden.Similar considerations apply to gear motors. An additional consideration is that of starting torque. A gear motor is supplied with a pressurized fluid and is thereby caused to rotate. In a spur gear motor, the instantaneous changes in displacement that occur throughout the engagement cycle create a flow wave just as in a pump, causing noise and also producing changes in output torque. At high speed, the changes in torque are not as significant as the noise produced by the flow wave. At low speed or at rest, torque delivery can be problematic. A motor may be required to produce full output torque when locked and supplied with pressurized fluid, whereas a pump cannot produce pressure at rest. In this respect, spur gear motors can suffer starting difficulties.

Wir haben jetzt beobachtet, dass für Anwendungen bei Hochleistung bestimmte Schrägstirnräder sowohl als Zahnradpumpen als auch als Zahnradmotore verwendet werden und gegenüber einer Stirnräder aufweisenden, entsprechenden Vorrichtung einen wesentlichen Nutzen bringen können. In beiden Anwendungen gibt es wesentliche Vorteile bei der Geräuschminderung, und in Zahnradmotoren bessere Anlaufeigenschaften.We have now observed that helical gears intended for high power applications can be used both as gear pumps and as gear motors and can provide significant benefits over a corresponding device using spur gears. In both applications there are significant advantages in noise reduction and in gear motors there are better starting characteristics.

Gemäß der vorliegenden Erfindung ist eine hydraulische Vorrichtung vorgesehen, die zwei ineinander greifende Zahnräder mit außenliegenden, schrägverzahnten Zähnen enthält, die drehbar in einem Gehäuse zwischen einer Einlaßseite und einer Auslaßseite montiert sind, die dadurch gekennzeichnet ist, dass im wesentlichen in dem Augenblick, in dem ein ununterbrochener Antriebskontakt über die gesamte Breite von einem Paar zusammenwirkender Zähne erreicht ist, das führende Ende von dem vorauseilenden Zahn von einem Zahnrad aus seinem Eingriff mit dem Zahn gerät, mit dem er von dem anderen Zahnrad zusammenwirkt, und wobei an jedem Ende der Zahnräder jeweils Überdruckaussparungen vorgesehen sind, die mit den Zwischenräumen zwischen den Zähnen kommunizieren können, wenn sie sich in Eingriff bewegen, wobei die Anordnung der Überdruckaussparung an einem Ende der Zahnräder relativ zu der an dem anderen Ende davon mit einer Distanz versetzt ist, die dem Schrägverzahnungssprung entspricht.According to the present invention there is provided a hydraulic device comprising two meshing gears with external helical teeth rotatably mounted in a housing between an inlet side and an outlet side, characterized in that substantially at the moment when a continuous driving contact is achieved over the entire width of a pair of cooperating teeth, the leading end of the leading tooth of one gear comes out of engagement with the tooth with which it cooperates of the other gear, and wherein at each end of the gears there are provided respective relief recesses which can communicate with the spaces between the teeth as they move into engagement, the arrangement of the relief recess at one end of the gears being offset relative to that at the other end thereof by a distance corresponding to the helical gear pitch.

Wenn die Zahnräder rotieren, wird der ununterbrochene Antriebskontakt am führenden Ende eines schrägverzahnten Zahnes unterbrochen, und im wesentlichen gibt es in diesem Augenblick bereits einen oder fast einen ununterbrochenen Antriebskontakt zwischen dem nachfolgenden Paar von Zähnen.As the gears rotate, the continuous drive contact at the leading end of a helical tooth is broken, and essentially at that moment there is already one or almost one continuous drive contact between the following pair of teeth.

Es soll angemerkt werden, dass der Ausdruck "im wesentlichen in dem Augenblick" darauf hindeutet, dass eine kleine Abweichung vom führenden Ende, das aus dem Eingriff mit seinem zusammenwirkenden Zahn in genau dem Augenblick gerät, in welchem ein ununterbrochener Kontakt über dem nachfolgenden Zahn erreicht ist, so oder so erlaubt ist.It should be noted that the expression "substantially at the instant" indicates that a small deviation from the leading end coming out of engagement with its cooperating tooth at the precise instant at which continuous contact is achieved over the trailing tooth is permitted either way.

Der Zahn von einem Zahnrad weist vorzugsweise Flanken mit einem Evolventen-Profil auf. Die Geometrie ist im wesentlichen so, dass sich der ununterbrochene Antriebskontakt in diagonaler Richtung über die Zahnflanken von dem die Evolvente erzeugenden Kreis zu dem führenden Ende erstreckt.The tooth of a gear preferably has flanks with an involute profile. The geometry is essentially such that the continuous drive contact extends diagonally across the tooth flanks from the circle generating the involute to the leading end.

Um die Anforderungen der vorliegenden Erfindung, wie oben angegeben, zu erfüllen, wird ein Überdeckungsverhältnis in der Querebene bevorzugt, das im Bereich von 1,5 bis 3, vorzugsweise 1,85 bis 2, 2 liegt. Das Überdeckungsverhältnis in der Querebene liegt am besten im Bereich von 1,95 bis 1,99. Entsprechend liegt der Schrägverzahnungssprung im Bereich von 0,5 bis 2, vorzugsweise 0,85 bis 1,2, am besten bei 1. Das Überdeckungsverhältnis in der Querebene übersteigt entsprechend den Schrägverzahnungssprung um 0,8 bis 1,2, vorzugsweise um etwa 1. Es kann genau 1 sein, wobei aber herausgefunden wurde, dass es vorzugsweise etwas geringer als 1, am besten 0,95 bis 0,99 ist. Das deutet darauf hin, dass sehr kleine Größen der negativen Überdeckung wünschenswert sein können, um die Freigabe von Fluid zu unterstützen, das in dem kleiner werdenden Volumen eines Zahnzwischenraums, der einen Zahn aufnimmt, eingeschlossen ist, womit ein durch den Einschluß von Fluid erzeugter, übermäßiger schädlicher Druck verhindert oder dessen Verhinderung unterstützt wird. Die negative Überdeckung ist entsprechend so, dass sie eine Freigabe von eingeschlossenem Fluid zuläßt, die aber nicht ausreichend lange dauert, um einen Rückstrom des Fluids von der Auslaßseite zu der Einlaßseite innerhalb des Drehzahlbereiches, für den die Vorrichtung ausgelegt ist, zu erlauben. Die hydrodynamischen Eigenschaften eines Hydraulikfluids, selbst von einem mit sehr geringer Viskosität, sind so, dass sehr kleine Größen einer negativen Überdeckung zu keinem wesentlichen Rückstrom von Hydraulikfluid von der Auslaßseite zu der Einlaßseite führen.In order to meet the requirements of the present invention as stated above, a contact ratio in the transverse plane is preferred which is in the range of 1.5 to 3, preferably 1.85 to 2.2. The contact ratio in the transverse plane is best in the range of 1.95 to 1.99. Accordingly, the helical gear pitch is in the range of 0.5 to 2, preferably 0.85 to 1.2, best 1. The contact ratio in the transverse plane accordingly exceeds the helical gear pitch by 0.8 to 1.2, preferably by about 1. It can be exactly 1, where but has been found to be preferably somewhat less than 1, most preferably 0.95 to 0.99. This suggests that very small amounts of negative overlap may be desirable to assist in the release of fluid trapped in the decreasing volume of a tooth space accommodating a tooth, thus preventing or assisting in the prevention of excessive damaging pressure created by the entrapment of fluid. The negative overlap is appropriately such that it permits release of trapped fluid but does not last sufficiently long to permit backflow of fluid from the outlet side to the inlet side within the speed range for which the device is designed. The hydrodynamic properties of a hydraulic fluid, even one of very low viscosity, are such that very small amounts of negative overlap do not result in any significant backflow of hydraulic fluid from the outlet side to the inlet side.

Ein Rückstrom würde für den volumetrischen Wirkungsgrad einer Zahnradpumpe deutlich schädlich sein, wobei außerdem zu vermuten ist, dass er einen umgekehrten Effekt auf die Amplitude der Druckwelle und damit auf die Geräuschbildung einer Zahnradpumpe oder eines Zahnradmotors hat.A backflow would be significantly detrimental to the volumetric efficiency of a gear pump, and it is also suspected that it would have an inverse effect on the amplitude of the pressure wave and thus on the noise generated by a gear pump or gear motor.

Somit wird in den Ausführungsbeispielen der vorliegenden Erfindung, die einen sehr kleinen Grad der negativen Überdeckung haben, der ununterbrochene Antriebskontakt über die gesamte Breite von einem Paar ineinander greifender Zähne sehr kurz, nachdem das führende Ende des vorauseilenden Zahns mit seinem zusammenwirkenden Zahn außer Eingriff gerät, erreicht. Das bedeutet, dass es niemals zwei ganz ununterbrochene Linien des Antriebskontakts über zwei angrenzende Paare von ineinander greifenden Zähnen gibt, so dass ein Einschluß von Fluid nicht vorkommen sollte.Thus, in the embodiments of the present invention having a very small degree of negative interference, continuous drive contact across the entire width of a pair of intermeshing teeth is achieved very shortly after the leading end of the leading tooth disengages from its cooperating tooth. This means that there are never two completely continuous lines of drive contact across two adjacent pairs of intermeshing teeth, so entrapment of fluid should not occur.

Die Zähnezahlen der ineinander greifenden Zahnräder sind durch das Überdeckungsverhältnis bestimmt. Vorzugsweise wird die Zahl auf ein Mindestmaß reduziert, damit sich zwischen dem Außendurchmesser und dem Durchmesser des Wälzkreises das größtmögliche Verhältnis ergibt und um dadurch das Hubvolumen pro Einheit der Seitenflächenbreite zu maximieren. Die Notwendigkeit, ein gewünschtes Überdeckungsverhältnis zu erreichen, führt jedoch zu einer größeren Zähnezahl, als es in einer Hydraulikvorrichtung mit Stirnrädern typisch wäre. Für sich genommen, unterstützt die größere Zähnezahl die Verringerung der Amplitude der Druckwelle. Praktisch haben die Zahnräder vorzugsweise jeweils mindestens 13, vorzugsweise mindestens 17 Zahnradzähne.The number of teeth of the meshing gears is determined by the contact ratio. Preferably, the number to a minimum in order to obtain the greatest possible ratio between the outside diameter and the pitch circle diameter and thereby to maximize the displacement per unit of face width. However, the need to achieve a desired contact ratio results in a larger number of teeth than would be typical in a hydraulic device with spur gears. In itself, the larger number of teeth helps to reduce the amplitude of the pressure wave. In practice, the gears preferably have at least 13, preferably at least 17 gear teeth each.

Entsprechend beträgt das Hubvolumen des Fluids pro Umdrehung von 5 bis 500 ml, vorzugsweise von 15 bis 300 ml.Accordingly, the stroke volume of the fluid per revolution is from 5 to 500 ml, preferably from 15 to 300 ml.

In einer hydraulischen Vorrichtung, wie sie oben definiert ist, können die Überdruckaussparungen mit den Zwischenräumen zwischen den Zähnen kommunizieren, wenn sie sich an jedem Ende des ineinander greifenden Paars von Zahnrädern in Eingriff bewegen, um zu erlauben, dass Fluid von dem sich verkleinernden Zwischenraum zwischen den Zähnen in die Auslaßseite der Vorrichtung entweicht, wenn ein Zahn in diesen Zwischenraum eintritt, wobei die Anordnung der Überdruckaussparung an einem Ende der Zahnräder relativ zu der an dem anderen Ende davon mit einer dem Schrägverzahnungssprung entsprechenden Distanz versetzt ist. Diese Aussparungen werden in Ausführungsbeispielen als wichtig betrachtet, in denen keine negative Überdeckung vorgesehen ist, das heißt, wo jederzeit ein ununterbrochener Antriebskontakt über die gesamte Breite von zwei angrenzenden Paaren von ineinander greifenden Zähnen vorhanden ist. Solche Aussparungen werden auch in Ausführungsbeispielen als wünschenswert betrachtet, in denen eine kleine Größe von negativer Überdeckung vorgesehen ist. Man ist der Überzeugung, dass die negative Überdeckung ausreichend groß sein müßte, wenn diese Aussparungen nicht vorgesehen wären, um ein Risiko eines wesentlichen Rückstroms von Fluid vom Auslaß zum Einlaß darzustellen.In a hydraulic device as defined above, the relief recesses may communicate with the spaces between the teeth as they move into engagement at each end of the intermeshing pair of gears to allow fluid to escape from the decreasing space between the teeth into the outlet side of the device as a tooth enters that space, the location of the relief recess at one end of the gears being offset relative to that at the other end thereof by a distance corresponding to the helical gear pitch. These recesses are considered important in embodiments in which no negative interference is provided, that is, where there is uninterrupted driving contact across the entire width of two adjacent pairs of intermeshing teeth at all times. Such recesses are also considered desirable in embodiments in which a small amount of negative interference is provided. It is believed that if these recesses were not provided, the negative overlap would have to be sufficiently large to present a risk of significant backflow of fluid from the outlet to the inlet.

Vorzugsweise ist jede Überdruckaussparung eine Nut, die die gemeinsame Tangente an den Wälzkreisen der Zahnräder überdeckt und an einem Ende mit dem Hochdruckanschluß der Vorrichtung kommuniziert, wobei das andere Ende dieser Nut eine Basisendfläche aufweist, über die hinaus sich eine Nebennut erstreckt, die vollständig auf der Seite der Kontaktlinie angeordnet ist, die von dem Leistungs-Eingangs- oder Ausgangszahnrad entfernt ist.Preferably, each overpressure recess is a groove which covers the common tangent to the pitch circles of the gears and communicates at one end with the high pressure port of the device, the other end of this groove having a base end surface beyond which extends a secondary groove located entirely on the side of the contact line remote from the power input or output gear.

Die US-Patentschrift Nr. 4,548,562, betrifft eine Zahnradpumpe mit Schrägstirnrädern, wobei festgestellt wird, dass es zur Vermeidung eines hydraulischen Verschlusses, der den Wirkungsgrad der Pumparbeit verringern und ein Pumpengeräusch sowie unerwünschte hydraulische Druckkräfte in einer Pumpe erzeugen würde, übliche Praxis ist, auf jeder axialen Seite der ineinander greifenden Pumpenzahnräder eine Endplatte zu verwenden und in den Endplatten eine Aussparung vorzusehen, um eine Entleerung des im Zahnzwischenraum des Zahnrads eingeschlossenen Fluids zu erlauben, womit eine Verbindung zwischen diesem Zwischenraum und dem angrenzenden Anschluß vorgesehen ist. Dies erzeugt einen Überdruck, der eine Druckentwicklung in dem eingeschlossenen Fluid im Zahnzwischenraum der ineinander greifenden Zahnradzähne verhindert. Diese Patentschrift bezweckt es, die Notwendigkeit auszuschließen, Endplatten mit Überdruckaussparungen zu verwenden, wobei aber deren Fig. 4 trotzdem die bekannten Aussparungen veranschaulicht, von denen gesagt wird, dass sie nicht länger erforderlich sind. Es gibt keinen Vorschlag, dass diese von einem Ende zum anderen um eine Distanz versetzt sind, die dem Schrägverzahnungssprung entspricht, wobei sie mit einer einfachen, rechteckig abgeschlossenen Form dargestellt sind.US Patent No. 4,548,562 relates to a gear pump with helical gears, wherein it is stated that in order to avoid hydraulic lock-up which would reduce pumping efficiency and create pumping noise and undesirable hydraulic pressure forces in a pump, it is common practice to use an end plate on each axial side of the meshing pump gears and to provide a recess in the end plates to allow evacuation of the fluid trapped in the inter-tooth space of the gear, thus providing communication between that space and the adjacent port. This creates an overpressure which prevents pressure from developing in the trapped fluid in the inter-tooth space of the meshing gear teeth. This patent specification is intended to eliminate the need to use end plates with overpressure recesses, but Figure 4 thereof nevertheless illustrates the known recesses which are said to no longer be required. There is no suggestion that these be offset from end to end by a distance corresponding to the helical gear pitch, and are shown as having a simple rectangular capped shape.

Wenn die hydraulische Vorrichtung nach der vorliegenden Erfindung eine Zahnradpumpe ist, sind neben den Überdruckaussparungen vorzugsweise auch Fluid-Zuführaussparungen vorgesehen, die mit den Zwischenräumen zwischen den Zähnen kommunizieren können, wenn sie sich an jedem Ende des ineinander greifenden Paars von Zahnrädern aus dem Eingriff bewegen, um zu erlauben, dass Fluid in den sich vergrößernden Zwischenraum zwischen den Zähnen von der Einlaßseite der Pumpe eintritt, wenn ein Zahn diesen Zwischenraum verläßt, wobei diese Überdruckaussparung und die Fluid-Zuführaussparung an jedem Ende der Zahnräder so gebildet und angeordnet ist, um eine gemeinsame Verbindung durch diese Zwischenräume zu vermeiden, und die Anordnung der Fluid-Zuführaussparung an einem Ende der Zahnräder relativ zu der an dem anderen Ende davon um eine Distanz versetzt ist, die dem Schrägverzahnungssprung entspricht.When the hydraulic device according to the present invention is a gear pump, in addition to the relief recesses, fluid supply recesses are preferably also provided which can communicate with the spaces between the teeth as they move out of engagement at each end of the intermeshing pair of gears to allow fluid enters the increasing gap between the teeth from the inlet side of the pump as a tooth leaves that gap, said relief recess and said fluid supply recess at each end of the gears being so formed and arranged as to avoid mutual communication through those gaps, and the arrangement of the fluid supply recess at one end of the gears being offset relative to that at the other end thereof by a distance corresponding to the helical gear pitch.

Vorzugsweise ist jede Fluid-Zuführaussparung eine Nut, über die die Lager für die Wellen miteinander verbunden sind, mittels derer die Zahnräder gehalten sind, und die von der Basisendfläche der zugehörigen Überdruckaussparung mit einer Distanz beabstandet ist, die dem Schrägverzahnungssprung entspricht.Preferably, each fluid supply recess is a groove through which the bearings for the shafts by which the gears are held are connected and which is spaced from the base end face of the associated relief recess by a distance corresponding to the helical gear pitch.

Vorzugsweise ist auch die Basisendfläche der Überdruckaussparung an dem Ende der Zahnräder, das die führenden Enden von deren Zähnen enthält, in der Ebene angeordnet, die die Achsen von beiden Zahnrädern enthält.Preferably, the base end surface of the overpressure recess at the end of the gears containing the leading ends of their teeth is also arranged in the plane containing the axes of both gears.

Vorzugsweise sind zumindest die wirksamen Bereiche von den Kanten der den Überdruckaussparungen benachbarten Fluid-Zuführaussparungen gerade und verlaufen in rechten Winkeln zu der gemeinsamen Tangente an den Wälzkreisen der Zahnräder.Preferably, at least the effective areas of the edges of the fluid supply recesses adjacent to the overpressure recesses are straight and extend at right angles to the common tangent to the pitch circles of the gears.

Vorzugsweise ist auch zumindest der wirksame Bereich von der Kante der Fluid-Zuführaussparung an dem Ende der Zahnräder, das die hinteren Enden von deren Zähnen enthält, in der Ebene angeordnet, die die Achsen von beiden Zahnrädern enthält.Preferably, at least the effective area of the edge of the fluid supply recess at the end of the gears containing the rear ends of their teeth is also arranged in the plane containing the axes of both gears.

Wenn die hydraulische Vorrichtung eine Zahnradpumpe ist, wird vorzugsweise das ineinander greifende Paar von Zahnrädern zwischen schwebenden, druckbelasteten hinteren Dichtungsplatten festgehalten, in denen die Überdruck- und Fluidzuführaussparungen ausgebildet sind. In Ausnehmungen der Rückseiten der Platten sind elastische Dichtungen mit geeigneten Sicherungsanordnungen aufgenommen, um die dem Druckfluid ausgesetzten Bereiche zu isolieren, wobei der Bereich und die Form, die durch die Dichtungen definiert sind, angeordnet sind, um die Dichtungsplatten rechtwinklig in Kontakt mit den Endflächen der ineinander greifenden Zahnräder zu bringen, so dass die Gesamtschließkraft um einen kleinen Betrag größer ist, als die durch Druck im Gehäuse der Vorrichtung erzeugte Trennkraft.If the hydraulic device is a gear pump, preferably the meshing pair of gears is held between floating, pressure-loaded rear sealing plates in which the relief and fluid supply recesses are formed. Resilient seals with suitable securing arrangements are arranged in recesses in the rear sides of the plates. incorporated to isolate the areas exposed to the pressurized fluid, the area and shape defined by the seals being arranged to bring the sealing plates into perpendicular contact with the end faces of the meshing gears so that the total closing force is greater by a small amount than the separating force generated by pressure in the housing of the device.

In der hydraulischen Vorrichtung gemäß der vorliegenden Erfindung werden axiale Kräfte erzeugt, die die Zahnräder in entgegengesetzte Richtungen drücken. Um diesen axialen Kräften entgegenzuwirken und um Kippmomente zu kompensieren, die den Nutzeffekt der Abdichtung ungünstig beeinflussen würden, ist im unteren Teil der einen Dichtungsplatte und im oberen Teil der anderen Dichtungsplatte ein zusätzlicher Bereich vorgesehen.In the hydraulic device according to the present invention, axial forces are generated which push the gears in opposite directions. In order to counteract these axial forces and to compensate for tilting moments which would adversely affect the effectiveness of the seal, an additional area is provided in the lower part of one sealing plate and in the upper part of the other sealing plate.

Vorzugsweise werden die wirksamen Oberflächen der Dichtungsplatten, wo diese vorgesehen sind, und die mit ihnen in Kontakt befindlichen Flächen der Zahnräder, zum Beispiel durch einen Stoßverformung-/Putzvorgang behandelt, um sehr kleine Hohlräume vorzusehen, die Hydraulikfluid zurückhalten, um während des Betriebs eine verschleißfeste, hydrodynamische, dünne Schicht zu erzeugen.Preferably, the effective surfaces of the sealing plates, where provided, and the surfaces of the gears in contact with them are treated, for example by an impact forming/grinding operation, to provide very small cavities which retain hydraulic fluid to create a wear-resistant, hydrodynamic, thin layer during operation.

Wenn die hydraulische Vorrichtung ein reversibler Zahnradmotor ist, stehen die jeweiligen Überdruckaussparungen mit beiden Anschlüssen des Motors an jedem Ende der Zahnräder in Verbindung.If the hydraulic device is a reversible gear motor, the respective relief holes communicate with both ports of the motor at each end of the gears.

Es ist wünschenswert, dass ein Zahnradmotor in beiden Drehrichtungen laufen kann. Deshalb kann die oben beschriebene Form der Belastung einer Dichtungsplatte für eine Zahnradpumpe nicht genutzt werden. Es muß eine modifizierte Form der Belastung einer Dichtungsplatte verwendet werden, um einen ähnlichen Grad der Druckbelastung ohne Rücksicht darauf zu erzeugen, welcher Anschluß sich unter Druck befindet. Solche Typen von Druckplatten sind einen wesentlichen Zeitraum lang in Gebrauch bei Zahn radmotoren mit Stirnrädern gewesen, und sind auf Zahnradmotore mit Schrägstirnrädern gleichermaßen anwendbar.It is desirable that a gear motor be able to run in either direction. Therefore, the form of seal plate loading described above cannot be used for a gear pump. A modified form of seal plate loading must be used to produce a similar degree of pressure loading regardless of which port is under pressure. Such types of pressure plates have been in use for a significant period of time in gear gear motors with spur gears, and are equally applicable to gear motors with helical gears.

Die Verwendung von druckbelasteten Gleitflächendichtungsplatten kann in Zahnradmotoren nachteilig sein. Weil der Motor mit Druck beaufschlagt wird, bevor eine Drehung beginnen kann, verringern die schwebenden Platten, die an den Stirnflächen der Zahnräder belastet sind, das Ausgangsdrehmoment, bis eine ausreichende Drehzahl erreicht ist, um eine dynamische Dünnfilmschmierung zu erzeugen. Diese Verringerung des Drehmoments kann ernsthaft sein, wenn ein hohes Anlaufmoment erforderlich ist.The use of pressure-loaded face seal plates can be detrimental in gear motors. Because the motor is pressurized before rotation can begin, the floating plates loaded on the faces of the gears reduce the output torque until sufficient speed is reached to produce dynamic thin film lubrication. This reduction in torque can be severe when high starting torque is required.

Es kann daher vorteilhaft sein, wenn die Dichtungsplatten über ihren Umfang im Zahnradgehäuse gelagert sind, indem ein kleiner axialer Zwischenraum zwischen den Zahnrädern und den Platten erzeugt wird. Außerdem können die Platten an bedeutenden Stellen druckbelastet werden, so dass eine Verformung von den Zahnradstirnseiten weg durch inneren Druck verhindert wird. So wird ein gesteuerter innerer, axialer Zwischenraum bewirkt, der eine Widerstandskraft beim Anlaufen ohne übermäßige Verringerung des volumetrischen Wirkungsgrades ausschließt.It may therefore be advantageous if the sealing plates are supported around their circumference in the gear housing by creating a small axial gap between the gears and the plates. In addition, the plates can be compressively loaded at significant locations so that deformation away from the gear faces by internal pressure is prevented. This creates a controlled internal axial gap which eliminates a drag force at start-up without unduly reducing the volumetric efficiency.

Diese Technologie wurde bei Zahnradmotoren mit Stirnrädern erfolgreich verwendet und ist gleichermaßen auf Zahnradmotore mit Schrägstirnrädern anwendbar.This technology has been used successfully in gear motors with spur gears and is equally applicable to gear motors with helical gears.

Zahnradpumpen und -motore mit Schrägstirnrädern, wie sie hier beschrieben sind, können mit einfachen Gleitlagerbuchsen oder reibungsfreien Rollenlagern in ähnlicher Form wie die Zahnradpumpen- und motore mit Stirnrädern versehen sein.Gear pumps and motors with helical gears, as described here, can be equipped with simple plain bearing bushes or frictionless roller bearings in a similar form to the gear pumps and motors with spur gears.

Es wäre möglich, Doppelschrägstirnräder, die auf ihren jeweiligen Wellen axial beabstandet sind, zu verwenden, um zu vermeiden, dass sie so ausgelegt werden müssen, um den axialen Kräften auf die Zahnräder entgegenzuwirken. Jedoch würden diese Doppelschrägstirnräder ihre eigenen Konstruktionsprobleme aufwerfen, wobei deren Verwendung, obgleich sie entsprechend der vorliegenden Erfindung möglich ist, nicht bevorzugt wird.It would be possible to use double helical gears that are axially spaced on their respective shafts to avoid having to be designed to counteract the axial forces on the gears. However, these double helical gears would pose their own design problems, the use of which, although possible according to the present invention, is not preferred.

Entsprechend wird die Vorrichtung gemäß der vorliegenden Erfindung verwendet, um im Fall einer Zahnradpumpe Hydraulikfluid zuzuführen mit einem Druck von mindestens 100 bar (10 · 10&sup6; Pa), vorzugsweise mindestens 220 bar (22 · 10&sup6; Pa), typischerweise bis zu 320 bar (32 · 10&sup6; Pa) oder auch darüber, oder durch dieses im Fall eines Zahnradmotors angetrieben zu werden.Accordingly, the device according to the present invention is used to supply hydraulic fluid at a pressure of at least 100 bar (10 x 106 Pa), preferably at least 220 bar (22 x 106 Pa), typically up to 320 bar (32 x 106 Pa) or even higher in the case of a gear pump, or to be driven by it in the case of a gear motor.

Die Erfindung wird jetzt mit Bezug auf die begleitenden Zeichnungen beispielhaft weiter beschrieben, in denen zeigen:The invention will now be further described by way of example with reference to the accompanying drawings, in which:

Fig. 1 eine Zahnradpumpe in schematischer Draufsicht;Fig. 1 shows a gear pump in schematic plan view;

Fig. 2 eine perspektivische Ansicht von in der Zahnradpumpe nach Fig. 1 verwendeten Zahnrädern und Dichtungsplatten;Fig. 2 is a perspective view of gears and sealing plates used in the gear pump of Fig. 1;

Fig. 3 eine schematische Ansicht der Seite, die die führenden Enden der Zähne von zwei ineinander greifenden Schrägstirnrädern einer Pumpe enthält;Fig. 3 is a schematic view of the side containing the leading ends of the teeth of two meshing helical gears of a pump;

Fig. 4 eine dieser Seite ähnliche Ansicht der Zahnräder, die die hinteren Enden ihrer Zähne enthält;Fig. 4 is a view of the gears similar to this page, showing the rear ends of their teeth;

Fig. 5 eine schematische Rückansicht in einem erheblich größerem Maßstab auf die Seite der Zahnräder, die die führenden Enden ihrer Zähne enthält, des Eingriffbereichs dieser Zahnräder, die an beiden Seiten davon Nuten mit hohem und geringem Überdruck darstellen;Fig. 5 is a schematic rear view on a considerably larger scale of the side of the gears containing the leading ends of their teeth, of the meshing area of these gears, showing high and low overpressure grooves on both sides thereof;

Fig. 6 eine Ansicht in im wesentlichen dem gleichen Maßstab wie die Fig. 3 und 4 der inneren Stirnfläche einer Dichtungsplatte für die Seite der Zahnräder, die die führenden Enden ihrer Zähne enthält, wobei die Nuten in der Dichtungsplatte den in den Fig. 3 bis 5 dargestellten ähnlich, aber nicht identisch sind; undFig. 6 is a view, on substantially the same scale as Figs. 3 and 4, of the inner face of a sealing plate for the side of the gears containing the leading ends of their teeth, the grooves in the sealing plate being similar but not identical to those shown in Figs. 3 to 5; and

Fig. 7 eine der Fig. 6 entsprechende Ansicht der inneren Stirnfläche einer Dichtungsplatte für die Seite der Zahnräder, die die hinteren Enden ihrer Zähne enthält, wobei die Nuten in der Dichtungsplatte den in den Fig. 3 bis 5 gezeigten ähnlich, aber nicht identisch sind.Fig. 7 is a view corresponding to Fig. 6 of the inner face of a sealing plate for the side of the gears containing the rear ends of their teeth, the grooves in the sealing plate being similar to, but not identical to, those shown in Figs. 3 to 5.

Gemäß Fig. 1 weist die Zahnradpumpe ein Gehäuse 2 auf, das aus zwei Bauteilen 4, 6 besteht, die miteinander verschraubt sind, um zwei Schrägstirnräder 8, 10 aufzunehmen. Jedes Zahnrad 8, 10 sitzt auf einer Welle, wobei die Welle für das Zahnrad 8 verlängert ist, so dass ein vorstehender Abschnitt 12 durch eine Antriebsmaschine angetrieben werden kann. Es sind zwei Dichtungsplatten 14, 16 jeweils in Figur einer Acht vorgesehen. Die Dichtungsplatte 14 bewirkt eine Abdichtung zwischen dem Gehäuse und den parallelen Stirnflächen an einem Ende der Zahnräder 8, 10. Die Dichtungsplatte 16 bewirkt eine Abdichtung zwischen dem Gehäuse und den parallelen Stirnflächen an dem anderen Ende der Zahnräder 8, 10. Die Zähne der Zahnräder sind so angebracht, dass sie im Gehäuse mit besonderer Maßgenauigkeit passen. Die Rotation der Zahnräder bewirkt, dass sie das vom Gehäuse eingeschlossene Hydraulikfluid in den Zwischenräumen zwischen den Zahnradzähnen von einer Einlaß- oder Saugseite zu einer Auslaß- oder Druckseite mitführen.According to Fig. 1, the gear pump has a housing 2 which consists of two components 4, 6 which are bolted together to accommodate two helical gears 8, 10. Each gear 8, 10 sits on a shaft, the shaft for the gear 8 being extended so that a projecting portion 12 can be driven by a drive machine. Two sealing plates 14, 16 are provided, each in a figure of eight. The sealing plate 14 effects a seal between the housing and the parallel end faces at one end of the gears 8, 10. The sealing plate 16 effects a seal between the housing and the parallel end faces at the other end of the gears 8, 10. The teeth of the gears are mounted so that they fit in the housing with particular dimensional accuracy. The rotation of the gears causes them to carry the hydraulic fluid enclosed in the housing in the spaces between the gear teeth from an inlet or suction side to an outlet or pressure side.

Es werden jetzt die Zahnräder und Dichtungsplatten mit Bezug auf Fig. 2 ausführlicher beschrieben.The gears and sealing plates are now described in more detail with reference to Fig. 2.

Gemäß Fig. 2 sind die Zahnräder Schrägstirnräder mit 18 außenliegenden Zahnradzähnen. Der Schrägverzahnungssprung beträgt genau 1, so dass das führende Ende 18 von jedem Zahn in einer Linie mit dem hinteren Ende 20 des vorauseilenden Zahnes liegt. Das Überdeckungsverhältnis in der Querebene ist etwas geringer als 2. Jeder Zahn weist Flanken mit einem Evolventen-Profil auf, das auf beiden Seiten davon identisch ist und an einem schmalen, oberen Steg oder einer Spitze endet, welches der Kreisbogen mit Mittelpunkt auf der Achse des Zahnrades ist. Die unteren Stege oder Füße zwischen den Zähnen sind gerundet, um ein Blockieren zu vermeiden.According to Fig. 2, the gears are helical gears with 18 external gear teeth. The helical gear pitch is exactly 1, so that the leading end 18 of each tooth is in line with the trailing end 20 of the leading tooth. The contact ratio in the transverse plane is slightly less than 2. Each tooth has flanks with an involute profile that is identical on both sides thereof and terminates in a narrow upper ridge or tip, which is the circular arc centered on the axis of the gear. The lower ridges or feet between the teeth are rounded to avoid blocking.

Mit den für dieses Ausführungsbeispiel ausgewählten Schrägverzahnungssprung und Überdeckungsverhältnis ist in den meisten Augenblicken bei Betrieb ein ununterbrochener Antriebskontakt und somit eine ständige Abdichtung über die gesamte Breite eines Paares von ineinander greifenden Zähnen vorhanden. Die Kontaktlinie verläuft diagonal über die Zahnflanken vom Evolventen- Erzeugungskreis zu dem führenden Ende. Wenn das Zahnradpaar rotiert, wird die ständige Abdichtung an dem führenden Ende des zugehörigen Zahnes unterbrochen. In diesem Moment gibt es einen fast, aber nicht ganz ununterbrochenen Antriebskontakt über die gesamte Breite des nachfolgenden Paares von Zähnen. Tatsächlich wird in diesem Moment ein am hinteren Ende dieser Zähne angrenzender, kleiner Spalt vorhanden sein. Dieser Spalt verschwindet jedoch sofort, wenn sich die Rotation fortsetzt, so dass es wiederum einen ununterbrochenen Antriebskontakt und eine ständige Linie der Abdichtung über den ineinander greifenden Zähnen gibt. So gibt es in der Konstruktion eine sehr kleine Größe von negativer Überdeckung. Diese ist vorhanden, um die Freigabe von im kleiner werdenden Zwischenraum zwischen den Zähnen eingeschlossenem Fluid zu unterstützen, wenn sich ein Zahn in diesen Zwischenraum bewegt. Wäre die negative Überdeckung nicht vorhanden, weil das Überdeckungsverhältnis höher war (zum Beispiel 2, 2), so würden in jedem Augenblick bei Betrieb zwei ständige Kontaktlinien über den benachbarten Zähnepaaren vorhanden sein.With the helical gear pitch and contact ratio selected for this embodiment, at most moments of operation there will be continuous driving contact and thus continuous sealing across the entire width of a pair of meshing teeth. The line of contact runs diagonally across the tooth flanks from the involute generating circle to the leading end. As the gear pair rotates, the continuous sealing is broken at the leading end of the associated tooth. At this moment there will be almost, but not quite, continuous driving contact across the entire width of the trailing pair of teeth. In fact, at this moment there will be a small gap adjacent to the trailing end of these teeth. However, this gap will immediately disappear as rotation continues, so that there will again be continuous driving contact and a continuous line of sealing across the meshing teeth. Thus, there is a very small amount of negative contact in the design. This is present to assist in the release of fluid trapped in the decreasing gap between teeth as a tooth moves into that gap. If the negative contact were not present because the contact ratio was higher (for example, 2.2), there would be two permanent lines of contact across the adjacent pairs of teeth at any instant of operation.

Es könnte angenommen werden, dass die Konstruktion so wäre, dass sie genau in dem Augenblick, wo der ununterbrochene Antriebskontakt über einem Paar von Zähnen erreicht ist, dieser ununterbrochene Antriebskontakt längs des vorauseilenden Paares von Zähnen verlorengegangen ist. Das würde ein System ohne negative Überdeckung sein. Es ist jedoch anzunehmen, dass es nicht durchführbar oder wirtschaftlich ist, zu versuchen, es mit einer solchen Genauigkeit zu konstruieren oder herzustellen. Wir glauben praktisch, dass eine kleine Größe negativer Überdeckung perfekt zufriedenstellend ist. Auf Grund der hydrodynamischen Eigenschaften des Hydraulikfluids, selbst eines Hydraulikfluids mit geringer Viskosität, ist es am unwahrscheinlichsten, dass eine solche kleine Größe von negativer Überdeckung irgendeinen bedeutenden Rückstrom von Hydraulikfluid von der Auslaßseite zu der Einlaßseite erzeugt. Es genügt, wenn nur das Fluid den sich verringernden Zwischenraum zwischen den Zähnen verlassen kann.It might be assumed that the design would be such that at the precise moment when continuous driving contact is achieved over one pair of teeth, that continuous driving contact along the leading pair of teeth is lost. This would be a system with no negative contact. However, it is assumed that it is not practicable or economical to attempt to design or manufacture it with such accuracy. In practice, we believe that a small amount of negative contact is perfectly satisfactory. Due to the hydrodynamic properties of the hydraulic fluid, even a low viscosity hydraulic fluid, such a small amount of negative overlap is most unlikely to produce any significant backflow of hydraulic fluid from the outlet side to the inlet side. It is sufficient if only the fluid can leave the decreasing gap between the teeth.

Es kann tatsächlich möglich sein, sich nur auf eine negative Überdeckung zu verlassen, indem eine Freigabe von Fluid im kleiner werdenden Zwischenraum zwischen den Zähnen zugelassen wird, wenn ein Ineinandergreifen erfolgt. In diesem Ausführungsbeispiel sind jedoch weitere Vorkehrungen getroffen, um die Freigabe eines solchen Fluids zuzulassen. Diese weiteren Vorkehrungen werden durch die Dichtungsplatten 14, 16 erreicht.It may actually be possible to rely only on negative interference by allowing release of fluid in the decreasing gap between the teeth as meshing occurs. However, in this embodiment, further provisions are made to allow release of such fluid. These further provisions are achieved by the sealing plates 14, 16.

Diese Dichtungsplatten 14, 16 sind von normalerweise bekannter Art und brauchen somit hier nicht ganz ausführlich beschrieben zu werden. Kurz gesagt, sie sind druckbelastete Gleitflächenplatten. In den Rillen 22 auf den Rückseiten der Dichtungsplatten sind elastische Dichtungen mit geeigneten Sicherungsanordnungen aufgenommen, um Bereiche zu isolieren, denen Druckfluid zugeführt wird, wobei Bereich und Form durch die Dichtungen definiert sind, die so angeordnet sind, dass sie die Dichtungsplatten im rechten Winkel in Kontakt mit den Stirnflächen der ineinander greifenden Zahnräder bringen, so dass die gesamte Schließkraft um einen kleinen Betrag größer ist als die Trennkraft, die durch das Druckfluid im Pumpengehäuse erzeugt wird. Infolgedessen ist eine Leckage über die Stirnflächen der Zahnräder auf ein Minimum reduziert.These seal plates 14, 16 are of a type normally known in the art and thus need not be described in detail here. Briefly, they are pressure-loaded sliding face plates. Resilient seals with suitable securing arrangements are received in the grooves 22 on the backs of the seal plates to isolate areas to which pressurized fluid is supplied, the area and shape being defined by the seals which are arranged to bring the seal plates into contact at right angles with the faces of the meshing gears so that the total closing force is a small amount greater than the separating force produced by the pressurized fluid in the pump housing. As a result, leakage across the faces of the gears is reduced to a minimum.

Wegen der Verwendung von Schrägstirnrädern werden in dem zusammenlaufenden Zahnradpaar axiale Kräfte erzeugt, die dazu neigen, die Zahnräder in durch die Pfeile in Fig. 2 angegebene, entgegengesetzte Richtungen zu bewegen. Um diesen axialen Kräften entgegenzuwirken, ist im unteren Teil der Dichtungsplatte 14 und im oberen Teil der Dichtungsplatte 16 ein zusätzlicher Bereich vorgesehen. Aufgabe ist es, zu gewährleisten, dass ein Kippmoment, welches den Nutzeffekt der Abdichtung ungünstig beeinflussen könnte, nicht auftritt.Due to the use of helical gears, axial forces are generated in the converging gear pair, which tend to move the gears in opposite directions indicated by the arrows in Fig. 2. To counteract these axial forces, an additional area is provided in the lower part of the sealing plate 14 and in the upper part of the sealing plate 16 The purpose is to ensure that a tipping moment, which could adversely affect the effectiveness of the seal, does not occur.

Auf den inneren Seitenflächen der Dichtungsplatten sind Aussparungen (in Fig. 2 nicht dargestellt) vorgesehen, um zu erlauben, dass das Hydraulikfluid jeweils von und zu dem Zwischenraum zwischen den Zähnen fließt. Diese Aussparungen werden im folgenden ausführlich beschrieben.Recesses (not shown in Fig. 2) are provided on the inner side surfaces of the seal plates to allow the hydraulic fluid to flow to and from the gap between the teeth, respectively. These recesses are described in detail below.

Die wirksamen Oberflächen der Dichtungsplatten und die anstoßenden Flächen der Zahnradzähne werden durch einen Stoßverformung- /Putzvorgang behandelt, um sehr kleine Hohlräume zu erzeugen, die Hydraulikfluid festhalten. Dieses bildet anschließend, wenn die Pumpe läuft, eine hydrodynamische dünne Schicht, um Verschleiß zu vermeiden.The active surfaces of the seal plates and the abutting surfaces of the gear teeth are treated by an impact forming/cleaning process to create very small voids that retain hydraulic fluid. This then forms a hydrodynamic film when the pump is running to prevent wear.

Eine Pumpe des in den Zeichnungen gezeigten Typs kann mit den für krafterzeugende Hydraulikpumpen erforderlichen hohen Drücken leicht betrieben werden. Sie könnte natürlich auch verwendet werden, um Leistungen zu übertragen, wo das Fehlen eines Rückstroms der Pumpe vorteilhaft sein kann, ohne dass es wesentlich ist. Tatsächlich kann die dargestellte Hydraulikpumpe bei Drücken bis zu 320 bar (32 · 10&sup6; Pa) und vielleicht darüber hinaus mit gering viskosen Hydraulikfluiden arbeiten, deren Viskosität häufig 20 Zentistokes (2 · 10&supmin;&sup5; m²s&supmin;¹) bei normalen Betriebstemperaturen nicht übersteigt. Sie könnte typischerweise mit 2000 U/min umwälzen und 300 ml Hydraulikfluid pro Umdrehung liefern. Ihre Leistungsabgabe könnte 500 PS (373 Kw) betragen.A pump of the type shown in the drawings can easily operate at the high pressures required for power-generating hydraulic pumps. It could of course also be used to transmit power, where the absence of pump backflow may be advantageous without being essential. In fact, the hydraulic pump shown can operate at pressures up to 320 bar (32 x 10⁻ Pa) and perhaps beyond, with low-viscosity hydraulic fluids, the viscosity of which often does not exceed 20 centistokes (2 x 10⁻⁵ m²s⁻¹) at normal operating temperatures. It could typically circulate at 2000 rpm and deliver 300 ml of hydraulic fluid per revolution. Its power output could be 500 hp (373 Kw).

Es wurde eine solche Pumpe gefunden, die bei einem hohen Wirkungsgrad, aber mit einer sehr ausgeprägten Verringerung der Druckwelle und damit des erzeugten Geräusches arbeitet. Die Druckwelle hat typischerweise eine Amplitude von etwa einem Viertel derjenigen, die durch eine vergleichbar bemessene, moderne Zahnradpumpe mit Stirnrädern, die nach höchstmöglichen Präzisionsstandards hergestellt wurde, erzeugt wird.Such a pump has been found which operates at a high level of efficiency but with a very marked reduction in the pressure wave and hence in the noise generated. The pressure wave typically has an amplitude of about a quarter of that generated by a comparably sized, modern gear pump with spur gears, manufactured to the highest possible precision standards.

Mit Bezug jetzt auf die Fig. 3 bis 7 wurde einer Anzahl von Zähnen 30, 31, 32 und 33 auf dem Antriebszahnrad 8 und einer Anzahl von ineinander greifenden Zähnen 40, 41, 42 und 43 auf dem angetriebenen Zahnrad 10 hier an ihren führenden Enden der Zusatz A und an ihren hinteren Enden der Zusatz B gegeben, um zu veranschaulichen, dass der Schrägverzahnungssprung genau 1 ist. Die gemeinsame Tangente an den Wälzkreisen dieser Zahnräder ist beim Bezugszeichen 50 dargestellt, und die Kontaktlinie, das heißt die Linie, entlang der die Zähne dieser Zahnräder fortschreitend einen Antriebskontakt miteinander herstellen, ist beim Bezugszeichen 52 gezeigt. Das Zahnrad 8 wird durch eine Antriebsmaschine in Richtung des Pfeils 54 gedreht und treibt das Zahnrad 10 in Richtung des Pfeils 56 an. Die Rotation dieser Zahnräder bewirkt, dass sie das durch das Gehäuse eingeschlossene Hydraulikfluid in den Zwischenräumen zwischen ihren Zähnen von einem Saug- oder Niederdruckbereich 58, der mit einem Einlaßanschluß in dem Gehäuse in Verbindung steht, zu einem Hochdruckbereich 60 mitführen, der mit einem Auslaßanschluß im Gehäuse in Verbindung steht. Die Ebene, die die Achsen beider Zahnräder 8 und 10 enthält, ist beim Bezugszeichen 62 gezeigt.Referring now to Figures 3 to 7, a number of teeth 30, 31, 32 and 33 on the drive gear 8 and a number of meshing teeth 40, 41, 42 and 43 on the driven gear 10 have here been given the suffix A at their leading ends and the suffix B at their trailing ends to illustrate that the helical pitch is exactly 1. The common tangent to the pitch circles of these gears is shown at 50 and the line of contact, that is, the line along which the teeth of these gears progressively make driving contact with each other, is shown at 52. The gear 8 is rotated by a prime mover in the direction of arrow 54 and drives the gear 10 in the direction of arrow 56. The rotation of these gears causes them to carry the hydraulic fluid enclosed by the housing in the spaces between their teeth from a suction or low pressure region 58 communicating with an inlet port in the housing to a high pressure region 60 communicating with an outlet port in the housing. The plane containing the axes of both gears 8 and 10 is shown at reference numeral 62.

Neben den Rillen 22 sind die Dichtungsplatten 14 und 16 außerdem jeweils an ihren, den Zahnrädern 8 und 10 benachbarten Seitenflächen mit einer Überdruckaussparung und einer Fluid-Zuführaussparung versehen, die mit den Zwischenräumen zwischen den Zähnen im Eingriffsbereich an jedem Ende dieser Zahnräder in Verbindung stehen. Wie jetzt beschrieben wird, sind diese Aussparungen so geformt und angeordnet, dass sie einen Druckaufbau im eingeschlossenen Fluid in den kleiner werdenden Zahnzwischenräumen der ineinander greifenden Zähne 8 und 10 sehr wirksam verhindern, und das nachfolgende Füllen der sich erweiternden Zahnzwischenräume der ineinander greifenden Zahnräder 8 und 10 unterstützen, während durch diese Zwischenräume eine gemeinsame Verbindung verhindert wird, wobei die Anordnung dieser Aussparungen an einem Ende der Zahnräder relativ zu denen an dem anderen Ende davon um eine Distanz versetzt ist, die dem Schrägverzahnungssprung entspricht. So bestehen die Aussparungen in der Dichtungsplatte 16 an dem Ende der Zahnräder 8 und 10, das die führenden Enden ihrer Zähne enthält, aus der Überdruckaussparung 70 und der Fluid-Zuführaussparung 72, und die Aussparungen in der Dichtungsplatte 14 an dem Ende der Zahnräder, das die hinteren Enden ihrer Zähne enthält, bestehen aus der Überdruckaussparung 74 und der Fluid-Zuführaussparung 76. Wie in Fig. 5 am besten ersichtlich ist, überdeckt die Aussparung 70 die gemeinsame Tangente 50 an den Wälzkreisen der Zahnräder 8 und 10 und steht an einem Ende mit dem Auslaßanschluß der Pumpe in Verbindung, wobei das andere Ende dieser Aussparung eine Basisendfläche 78 hat, die in der Ebene 62 angeordnet ist, über deren Fläche hinaus sich eine Nebennut oder "Nase" 80 erstreckt, die vollständig auf der Seite der Kontaktlinie 52 angeordnet ist, die vom Leistungs-Eingangszahnrad 8 entfernt ist. In ähnlicher Art und Weise, aber mit einer deutlich anderen Form und auch Anordnung auf Grund der oben erwähnten Versetzung, die sich aus dem Schrägverzahnungssprung ergibt, überdeckt die Aussparung 74 die gemeinsame Tangente 50 und kommuniziert am anderen Ende mit dem Auslaßanschluß der Pumpe, wobei das andere Ende dieser Aussparung eine Basisendfläche 82 aufweist, die in einer Distanz von der Ebene 62 angeordnet ist, die dem Schrägverzahnungssprung entspricht, über dessen Fläche hinaus sich eine Nebennut oder "Nase" 84 erstreckt, die vollständig auf der Seite der Kontaktlinie 52 angeordnet ist, die von dem Leistungs-Eingangszahnrad 8 entfernt ist. Die Aussparung 72 verbindet die Bohrungen 86 in der Dichtungsplatte 16 miteinander, die mit den Lagern für die Wellen in Verbindung stehen, die die Zahnräder 8 und 10 tragen, und ihre der Aussparung 70 benachbarte Kante 88 ist gerade und in rechten Winkeln zu der gemeinsamen Tangente 50 und von der Basisendfläche 78 der Aussparung 70 um eine Distanz beabstandet, der dem Schrägverzahnungssprung entspricht. In ähnlicher Art und Weise, wobei aber zumindest ihre Anordnung auf Grund der zuvor erwähnten Versetzung, die sich aus dem Schrägverzahnungssprung ergibt, deutlich anders ist, verbindet die Aussparung 76 die Bohrungen 89 in der Dichtungsplatte 14 miteinander, die mit den Lagern der Pumpe in Verbindung stehen, und wobei zumindest der wirksame Teil 90 ihrer der Aussparung 74 benachbarten Kante 74 gerade ist und in rechten Winkeln zur gemeinsamen Tangente 50, und von der Basisendfläche 82 der Aussparung 74 um eine Distanz, die dem Schrägverzahnungssprung entspricht, beabstandet und in der Ebene 62 angeordnet ist.In addition to the grooves 22, the sealing plates 14 and 16 are also provided on their respective side surfaces adjacent to the gears 8 and 10 with a relief recess and a fluid supply recess which communicate with the spaces between the teeth in the engagement area at each end of these gears. As will now be described, these recesses are shaped and arranged so as to very effectively prevent pressure build-up in the trapped fluid in the contracting tooth spaces of the meshing teeth 8 and 10 and to assist in the subsequent filling of the expanding tooth spaces of the meshing gears 8 and 10 while preventing mutual engagement through these spaces, the arrangement of these recesses at one end of the gears being offset relative to those at the other end thereof by a distance corresponding to the helical gear pitch. Thus, the recesses in the Seal plate 16 at the end of gears 8 and 10 containing the leading ends of their teeth consists of relief recess 70 and fluid feed recess 72, and the recesses in seal plate 14 at the end of the gears containing the trailing ends of their teeth consists of relief recess 74 and fluid feed recess 76. As best seen in Fig. 5, recess 70 overlies common tangent 50 to the pitch circles of gears 8 and 10 and communicates at one end with the discharge port of the pump, the other end of this recess having a base end surface 78 disposed in plane 62, beyond which surface extends a minor groove or "nose" 80 disposed entirely on the side of contact line 52 remote from power input gear 8. In a similar manner, but with a significantly different shape and also arrangement due to the above-mentioned offset resulting from the helical gear jump, the recess 74 overlies the common tangent 50 and communicates at the other end with the discharge port of the pump, the other end of this recess having a base end surface 82 arranged at a distance from the plane 62 corresponding to the helical gear jump, beyond the surface of which extends a minor groove or "nose" 84 arranged entirely on the side of the contact line 52 remote from the power input gear 8. The recess 72 interconnects the bores 86 in the sealing plate 16 which communicate with the bearings for the shafts carrying the gears 8 and 10, and its edge 88 adjacent to the recess 70 is straight and at right angles to the common tangent 50 and spaced from the base end surface 78 of the recess 70 by a distance corresponding to the helical gear jump. In a similar manner, but with at least its arrangement being significantly different due to the aforementioned offset resulting from the helical gear jump, the recess 76 interconnects the bores 89 in the sealing plate 14 which communicate with the bearings of the pump, and with at least the effective part 90 of its edge 74 adjacent to the recess 74 is straight and at right angles to the common tangent 50, and spaced from the base end surface 82 of the recess 74 by a distance corresponding to the helical gear jump and arranged in the plane 62.

Auf Grund der relativen Formen und Anordnungen der Aussparungen 70, 72, 74 und 76 können die Zahnzwischenräume in dem Eingriffsbereich, wie es zweckmäßig ist, entweder mit dem Niederdruckbereich 58 oder dem Hochdruckbereich 60 in maximal möglichem Ausmaß kommunizieren, während eine direkte Verbindung zwischen den Bereichen durch diese Zahnzwischenräume nur gerade eben vermieden wird. Wenn zum Beispiel, wie in den Fig. 3 bis 5 gezeigt, an den hinteren Enden von zwei zusammenwirkenden Zähnen 32 oder 42 ein Eingriff hergestellt ist, um über die gesamte Breite der Seitenfläche der zwei zusammenwirkenden Zähne 32 und 42 einen ununterbrochenen Antriebskontakt herzustellen, und das führende Ende des vorauseilenden Zahnes 31 gleichzeitig dabei ist, aus dem Eingriff mit seinem zusammenwirkenden Zahn 41 zu geraten, um den ununterbrochenen Antriebskontakt über die gesamte Breite der Seitenfläche davon zu unterbrechen, werden die spiralförmigen Zwischenräume zwischen diesen Zähnen (die durch das Zahnspiel zwischen den Zahnrädern 31 und 42 miteinander verbunden sind) nur in diesem Augenblick nicht länger durch die Aussparungen 70, 72, 74 und 76 entleert. In dem Augenblick davor könnten die kleiner werdenden Zwischenräume zwischen den Zähnen in die Überdruckaussparungen entleeren. In dem Augenblick danach können die sich erweiternden Räume zwischen den Zähnen Hydraulikfluid aus den Fluid-Zuführaussparungen aufnehmen. Folglich können sich die spiralförmigen Zwischenräume zwischen den Zähnen sehr wirksam entleeren und füllen, wenn sich diese Zwischenräume jeweils verkleinern und erweitern. Dies führt zu einem ruhigen Lauf und einer Minimierung der Beschädigung durch Kavitation und auch zur Beibehaltung der für die Pumpe ausgelegten Förderung von Hydraulikfluid. Ein Drucksensor, der in der Auslaßöffnung von einer wie beschrieben konstruierten Zahnradpumpe angeordnet ist, hat eine deutliche Verringerung der mit der Druckwelle verbundenen Druckpotentiale gezeigt.Due to the relative shapes and arrangements of the recesses 70, 72, 74 and 76, the interdental spaces in the engagement region can communicate with either the low pressure region 58 or the high pressure region 60 to the maximum extent possible, as appropriate, while only just avoiding direct communication between the regions through these interdental spaces. For example, as shown in Figs. 3 to 5, when the trailing ends of two cooperating teeth 32 or 42 are engaged to make continuous driving contact across the entire width of the side face of the two cooperating teeth 32 and 42, and the leading end of the leading tooth 31 is simultaneously about to disengage from its cooperating tooth 41 to break continuous driving contact across the entire width of the side face thereof, the spiral spaces between these teeth (which are interconnected by the backlash between the gears 31 and 42) are no longer drained through the recesses 70, 72, 74 and 76 at that moment only. At the moment before that, the shrinking spaces between the teeth could drain into the overpressure recesses. At the instant thereafter, the expanding spaces between the teeth can receive hydraulic fluid from the fluid supply recesses. Consequently, the spiral spaces between the teeth can drain and fill very effectively as these spaces shrink and expand respectively. This results in smooth running and minimizing damage from cavitation and also maintaining the pump's designed delivery of hydraulic fluid. A pressure sensor placed in the discharge port of a gear pump constructed as described has shown a significant reduction in the pressure potentials associated with the pressure wave.

Falls gewünscht, können die Dichtungsplatten 14 und 16 weggelassen werden und die Aussparungen 70, 72, 74 und 76 direkt im Pumpengehäuse ausgebildet sein.If desired, the sealing plates 14 and 16 can be omitted and the recesses 70, 72, 74 and 76 can be formed directly in the pump housing.

Die Erfindung ist allgemein auch auf einen reversiblen Zahnradmotor anwendbar, in dem jeder Anschluß zeitweise den Einlaß für das Hochdruck-Hydraulikflud bilden kann. Um diese alternativen Betriebsarten aufzunehmen, sind entsprechende Überdruckaussparungen angebracht, die mit beiden Anschlüssen des Motors an jedem Ende der Zahnräder kommunizieren.The invention is also generally applicable to a reversible gear motor in which each port can temporarily form the inlet for the high pressure hydraulic fluid. To accommodate these alternative modes of operation, corresponding relief recesses are provided which communicate with both ports of the motor at each end of the gears.

Für die vorliegende Erfindung wird als wichtig erachtet, dass das Überdeckungsverhältnis hoch, vorzugsweise mindestens 1,5 und besser mindestens 1,85 ist. Dies wiederum bedeutet die Verwendung von größeren Zähnezahlen, wie es in der Regel bei einer modernen Stirnradpumpe sein würde. Im Vergleich zu einer modernen Stirnradpumpe wird es eine Reduzierung des Außendurchmessers (Kopfkreis) im Verhältnis zum Wälzkreisdurchmesser und damit eine Reduzierung in der Verdrängung pro Einheit der Breite der Seitenfläche der Zahnräder von vielleicht etwa 30% geben müssen im Vergleich zu der einer typischen, optimierten Stirnradpumpe mit dem gleichen Wälzkreisdurchmesser. Jedoch kann wegen des reduzierten Außendurchmessers der Fußdurchmesser einer Zahnradpumpe, die der Erfindung entsprechende, schrägverzahnte Zahnräder verwendet, größer als die einer optimierten, modernen Zahnradpumpe mit Stirnrädern sein. Damit können die Zahnräder Wellen mit großem Durchmesser nutzen, die eine Zunahme der Steifigkeit im Vergleich zu einer modernen optimierten Stirnradpumpe bewirkt. Die Zunahme der Steifigkeit ist proportional der dritten Potenz der jeweiligen Durchmesser. Das Ergebnis ist, dass breitere, spiralförmige Zahnräder (d. h. von einem Ende zum anderen zwischen den Dichtungsplatten) zugelassen werden können, ohne die maximalen erlaubten Lagerdrücke zu überschreiten. Dies kompensiert zumindest teilweise und vielleicht ganz die Reduzierung der Verdrängung pro Einheit der Seitenflächebreite.For the present invention it is considered important that the contact ratio is high, preferably at least 1.5 and better at least 1.85. This in turn means the use of larger numbers of teeth, as would typically be the case with a modern spur gear pump. Compared to a modern spur gear pump there will have to be a reduction in the outside diameter (tip circle) in relation to the pitch circle diameter and hence a reduction in the displacement per unit width of the side face of the gears of perhaps about 30% compared to that of a typical optimized spur gear pump with the same pitch circle diameter. However, because of the reduced outside diameter the root diameter of a gear pump using helical gears according to the invention can be larger than that of an optimized modern gear pump with spur gears. This allows the gears to use large diameter shafts which results in an increase in stiffness compared to a modern optimized spur gear pump. The increase in stiffness is proportional to the cube of the respective diameters. The result is that wider helical gears (i.e., end to end between the seal plates) can be permitted without exceeding the maximum allowable bearing pressures. This at least partially, and perhaps entirely, compensates for the reduction in displacement per unit face width.

Es wird vermutet, dass die Zahnradpumpe mit schrägverzahnten Zahnrädern nach der Erfindung sowohl eine verringerte Druckwelle auf der Auslaßseite als auch Vorteile in Bezug auf den Fluideinlaß auf der Einlaßseite bewirkt. Stirnräder führen zu einer Druckwelle auf der Einlaßseite, die durch Verwendung von spiralförmigen Zahnrädern verringert wird. Stirnräder können außerdem an den Schwierigkeiten, dass Hydraulikfluid besonders bei hohen Drehzahlen mitgerissen wird, in dem Ausmaß leiden, dass die Einlaßseite manchmal mit Druck beaufschlagt ist. Es wird erwartet, dass ein Mitreißen, selbst bei hohen Drehzahlen, kein Problem ist, wenn schrägverzahnte Zahnräder gemäß der Erfindung verwendet werden.It is believed that the gear pump with helical gears according to the invention will provide both a reduced pressure wave on the outlet side and benefits in terms of fluid inlet on the inlet side. Spur gears result in a pressure wave on the inlet side which is reduced by using helical gears. Spur gears can also suffer from the problems of hydraulic fluid entrainment, particularly at high speeds, to the extent that the inlet side is sometimes pressurized. It is expected that entrainment, even at high speeds, will not be a problem when helical gears according to the invention are used.

Eine Anwendung der vorliegenden Erfindung auf Zahnradmotore, wie es zuvor erläutert wurde, ist auch beabsichtigt.An application of the present invention to gear motors, as previously explained, is also intended.

Claims

1. Hydraulic device comprising two meshing gears (8, 10) with external helical teeth rotatably mounted in a housing (2) between an inlet side and an outlet side, characterized in that substantially at the moment when continuous drive contact over the entire width of a pair of cooperating teeth (32, 42) is achieved, the leading end of the leading tooth (31) of one gear (8) comes out of engagement with the tooth (41) with which it cooperates of the other gear (10), and wherein at each end of the gears there are provided respective overpressure recesses (70, 74) which can communicate with the spaces between the teeth when they move into engagement, the arrangement of the overpressure recess (70) at one end of the gears relative to that at the other end (74) is offset from it by a distance that corresponds to the helical gear pitch.

2. Hydraulic device according to claim 1, in which the continuous driving contact over the entire width of a pair of intermeshing teeth (32, 42) is achieved shortly after the leading end of the leading tooth (31A) of one gear (8) disengages from the tooth (41A) with which it cooperates on the other gear (10).

3. Hydraulic device according to claim 1, in which the continuous driving contact over the entire length of a pair of intermeshing teeth (32, 42) is achieved just before the leading end of the leading tooth (31A) of one gear (8) disengages from the tooth (41A) with which it cooperates on the other gear (10).

4. Hydraulic device according to one of the preceding claims, in which the contact ratio in the transverse plane is in the range of 1.5-3 and exceeds the helical advance by 0.8-1.2.

5. Hydraulic device according to claim 4, wherein the overlap ratio in the transverse plane is in the range of 1.85-2.2 and exceeds the helical gear jump by 0.95-0.99.

6. Hydraulic device according to claim 5, wherein the overlap ratio in the transverse plane is in the range of 1.95-1.99 and the helical gear pitch is 1.

7. Hydraulic device according to one of the preceding claims, in which each gear has at least 13 teeth.

8. Hydraulic device according to claim 7, wherein each gear has at least 17 teeth.

9. Hydraulic device according to one of the preceding claims, in which the gear tooth has flanks with an involute profile.

10. Hydraulic device according to one of the preceding claims, which is a gear pump.

11. Hydraulic device according to one of claims 1 to 9, which is a gear motor.

12. Hydraulic device according to one of the preceding claims, in which each overpressure recess (70, 74) is a groove which covers the common tangent to the pitch circles of the gears and communicates at one end with the high pressure connection (60) of the device, the other end of the groove has a base end surface (78, 82) beyond which extends a secondary groove (80, 84) which is located entirely on the side of the contact line (52) remote from the power input or output gear (8, 10).

13. Hydraulic device according to one of the preceding claims, comprising a gear pump in which a fluid supply recess (72, 76) at each end of the gears can communicate with the spaces between the teeth when they move out of engagement, the overpressure recess (70, 74) and the fluid supply recess (72, 76) at each end of the gears being designed and arranged to prevent communication with each other across the spaces, and the arrangement of the fluid supply recess (72) at one end of the gears being offset relative to that (76) at the other end thereof by a distance corresponding to the helical gear pitch.

14. Hydraulic device according to claim 13, in which each fluid supply recess (72, 76) is a groove via which the bearings for the shafts by means of which the gears (8, 10) are held are connected to one another and which is spaced from the base end surface (78, 82) of the associated overpressure recess (70, 74) by a distance which corresponds to the helical gear jump.

15. Hydraulic device according to one of the preceding claims, in which a base end surface (78) of the overpressure recess (70) at the end of the gears containing the leading ends (30A, 31A, ... 40A, 41A, ...) of their teeth is arranged in the plane (62) containing the axes of both gears.

16. Hydraulic device according to claim 14 or claim 15, wherein at least the effective areas (88, 90) of the Edges of the fluid supply recesses (72, 76) adjacent to the overpressure recesses (70, 74) are straight and extend at right angles to the common tangent (50) on the pitch circles of the gears.

17. Hydraulic device according to claim 16, wherein at least the effective area (90) from the edge of the fluid supply recess (76) at the end of the gears containing the rear ends (30B, 31B, ... 40B, 41B, ...) of their teeth is arranged in the plane (62) containing the axes of both gears.

18. Hydraulic device according to one of the preceding claims, with a reversible gear motor, wherein associated overpressure recesses communicate with both ports (50, 60) of the motor at each end of the gears (8, 10).

19. Hydraulic device according to one of the preceding claims, in which the recesses (70, 72, 74, 76) are formed in sealing plates which are known per se, in order to minimize leakage at the ends of the gears.

20. A hydraulic system comprising a hydraulically driven device requiring a hydraulic fluid at a pressure of at least 10 x 106 Pa, a gear pump according to any one of claims 13, 14, as well as 16 and 17 when dependent on claim 13, hydraulically coupled to the device, and a prime mover coupled to the gear pump for operating the gear pump by means of pressurized hydraulic fluid at a pressure of at least 10 x 106 Pa.