用于泵送高粘性材料的高压泵的制作方法

本发明涉及高压泵。更明确地说，本发明涉及用于泵送例如胶泥等粘稠、高粘性材料的泵。

背景技术：

胶泥材料正越来越多地作为密封剂而用在产品制造设施中，明确地说，用于汽车制造中。通常，随着产品(例如，车辆的部分)移动穿过制造工艺中的不同级(例如，在生产线上的不同站处)，胶泥材料将涂覆到产品。当需要涂覆胶泥时，操作员将简单地伸手拿起胶泥涂覆枪，其中胶泥涂覆枪连接到胶泥回路上的排出管，胶泥回路在高压下被供应胶泥。高压由泵提供。按照惯例，所使用的泵是液压或气压正排量泵。

然而，因为胶泥极稠且极粘，可从常规泵获得的容量和压力意味所述回路必须短，以使得胶泥泵和正泵送的胶泥材料的储器迄今为止必须定位得接近其中定位了排出管的站。另一问题在于，流体倾向于变稠，并且甚至可能如果保持静止过长时间(例如，隔夜或在设施未被使用的周末)，那么便会凝固。在大型生产线上，这些问题意味大量胶泥泵送回路与相应的大量泵和存储容器(储器)必须安装得接近使用胶泥的地点。

这些情形下的胶泥的泵送的另一问题是，难以在仅使用少量的胶泥时，以极低速度操作泵，同时仍需要递送所需压力。

其它高粘性流体(例如，环氧树脂材料或其它类型的粘合剂)也可产生类似问题。

因此，已设想本发明以提供克服或减轻前述问题的泵。

技术实现要素：

根据本发明的第一方面，提供一种用于泵送流体胶泥的正排量泵。所述泵包括多个缸体，其中所述缸体各自具有被布置成在缸体内往复运动的活塞。活塞在第一方向上的移动将流体抽吸到缸体中，并且第二相反方向上的移动将流体泵送出缸体。变速电动机驱动式地联接到将往复驱动提供到活塞的凸轮布置。凸轮布置包括凸轮，其中凸轮被塑形并布置成在不到旋转循环的一半上在第一方向上驱动每一活塞并在旋转循环的剩余部分上在第二方向上驱动每一活塞。凸轮被布置成相互异相地驱动活塞。

在实施例中，正排量泵包括三个或更多个缸体，其中凸轮被布置成驱动活塞，以使得在旋转循环的任何位置处，一半以上的活塞是在第二方向上被驱动。使一半以上的活塞在第二方向上被驱动具有优点在于，较大活塞面积用于在流体上施加力，因此产生较大流体流量。此布置也在凸轮上导致比等同的流体流量由不到一半的活塞产生的情形下的机械力低的机械力。

在实施例中，凸轮被布置成使得任何活塞的移动方向从第二方向到第一方向的改变是在另一活塞已将方向从第一方向改变为第二方向之后凸轮的小于5(乃至小于2)度的旋转角处发生。这使得在活塞的方向从第二方向到第一方向的每一改变之前，增大的数量的活塞正泵送流体。

在活塞中，在冲程的结束时的方向的改变不是瞬间发生，这是因为，在相反方向上加速之前，活塞必须减速。因此，在两个活塞同时改变方向的常规泵中，存在活塞中的任一个都不以全压力泵送的短暂时间。这导致出口流体的短暂的压力降低。在前一段中所述的本发明的实施例中，在短暂时间内，两个活塞在第二方向上行进，因此减小此压力降低。

在实施例中，变速电动机是交流电动机。交流电动机可具有逆变器，逆变器具有闭环矢量驱动控制装置。交流电动机可具有轴编码器，其中所述轴编码器将指示转子的位置的信号提供到逆变器。交流电动机可包含强制对流风扇，其中所述强制对流风扇被布置成将冷却空气提供到电动机的绕组。

根据本发明的第二方面，提供一种用于泵送流体胶泥的正排量泵，所述泵包括多个缸体，其中所述缸体各自具有被布置成在缸体内往复运动的活塞。活塞在第一方向上的移动将流体抽吸到缸体中，并且第二相反方向上的移动将流体泵送出缸体。变速交流电动机驱动式地联接到将往复驱动提供到活塞的凸轮布置，其中交流电动机具有逆变器，逆变器具有闭环矢量驱动控制装置。

前两段所述的实施例具有优点在于，电动机可以极低速度运转，而不停转。这意味即使在正使用的胶泥的量极小(或零)时，泵也可将高压提供到流体/胶泥并维持所述高压。本发明的活塞能够即使在活塞不移动时也将力施加到泵缸体中的流体。

在实施例中，交流电动机具有轴编码器，其中所述轴编码器将指示转子的位置的信号提供到逆变器。

在实施例中，交流电动机包含强制对流风扇，其中所述强制对流风扇被布置成将冷却空气提供到电动机的绕组。在正常高旋转速度下，穿过空气的绕组的旋转通常提供足够的冷却以使得绕组不会过热。当交流电动机以极低速度旋转或静止但仍将压力施加到流体/胶泥时，缺少移动意味没有经过电动机绕组的空气流动。然而，绕组继续被供应电流以将所需转矩提供到凸轮，并且因此将产生热，其中热通过从强制对流风扇吹来的空气来移除。

在本发明的第一方面和第二方面的实施例中，凸轮布置包含用于每一活塞的第一凸轮和凸轮从动件以及与第一凸轮和凸轮从动件异相180°的第二凸轮和凸轮从动件，其中第一凸轮从动件和第二凸轮从动件相互连接，以使得第一凸轮从动件与第二凸轮从动件之间的距离始终相同，并且凸轮表面被塑形成确保凸轮从动件始终维持与相应凸轮接触。这是有利的，因为如果从动件与凸轮表面之间的接触丢失，即使是短时间丢失，也可产生增加从动件和凸轮表面的磨损的震荡或爆震效应。此外，弹簧可推动凸轮从动件以维持与其相应凸轮接触。

在实施例中，凸轮具有恒定速率凸轮表面轮廓。此情形的优点在于，针对给定电动机旋转实现了相同胶泥流量，而不论在循环中的位置如何。

本发明的实施例可包括结合起来考虑的上述特征中的任一个。

附图说明

图1是高压正排量泵的实施例的图示。

图2是图1的高压正排量泵的实施例的横截面图。

图3a是图示3缸高压泵在操作循环的第一位置中的操作原理的简图。

图3b是3缸高压泵在操作循环的第二位置中的简图。

图4a是图示5缸高压泵的一个操作原理的简图。

图4b是图示5缸高压泵的另一操作原理的简图。

图5是穿过图2a和图2b的3缸高压正排量泵截取的截面的侧视图，其中所述侧视图演示凸轮布置。

图6是示出图5的凸轮布置的凸轮轮廓的简图。

图7是示出3缸高压泵的凸轮布置的凸轮取向图的曲线图。

图8是三相交流电动机的闭环矢量控制系统的示意图。

具体实施方式

在典型的已知设施中，例如，在汽车制造厂中，大量正排量泵用于将流体(例如，胶泥或粘合剂)泵送到将使用流体的设备位置。这可涉及：第一泵送级，包含中压泵送站；以及第二泵送级，包含具有多个小容量高压泵的升压站。

通常，升压站将包括四个或五个或更多个小容量升压泵，其中所述小容量升压泵各自能够在高压下递送相对少量的流体，因而变化的数量的这些泵进行泵送，以匹配需求。高压泵通常，升压站将包括四个或五个或更多个小容量升压泵，其中所述小容量升压泵各自能够在高压下递送相对少量的流体，因而变化的数量的这些泵进行泵送，以匹配需求。高压泵通常被定位成接近将使用流体的设备位置。

已部分地开发下文所述的高压泵，以对已知升压泵送站布置进行改进。

参照图1和图2，分别示出根据本发明的实施例的正排量泵50的等角视图和横截面图。正排量泵50是特别适用为对上文所述的高压升压泵的替代的类型。如图1和图2所示，正排量泵50具有3个缸体52a、52b、52c，其中缸体52a、52b、52c中的每一个具有被布置成在其中往复移动的相应活塞64a、64b、64c。缸体52a、52b、52c形成在泵主体54中，其中泵主体54中形成了：入口通道58，用于连接到将泵送的流体的供应；以及出口通道56，其中流体被泵送出出口通道56。泵主体54内还容纳了止回阀55的布置，其中止回阀55确保随着活塞在缸体内移动，流体在一个方向上流动到泵中以及从泵流出。

正排量泵50被示出为安装到框架59，其中框架59还支撑经由齿轮箱63而将旋转驱动提供到凸轮布置62的凸轮轴74的变速电动机驱动装置60以及控制面板65。控制面板65容纳被配置成控制电动机驱动装置60(包含控制电动机速度)的控制器。变速电动机驱动装置60还包含强制对流风扇61。凸轮布置62以下文详细解释的方式将往复驱动提供到缸体52a、52b、52c中的活塞。

图3a和图3b图示3缸正排量泵50的操作原理。如图3a和图3b所示，正排量泵50具有3个缸体52a、52b、52c，其中缸体52a、52b、52c中的每一个具有被布置成在缸体内往复运动的相应活塞64a、64b、64c。缸体52a、52b、52c中的每一个经由入口止回阀66a、66b、66c而连接到入口通道58，并经由出口止回阀68a、68b、68c而连接到出口通道56。

在往复循环期间，活塞经历抽吸冲程和泵送冲程。在下文中关于图3a来更详细地描述这些冲程，其中一个活塞64a处于抽吸冲程中，并且两个活塞64b、64c处于泵送冲程中。

在抽吸冲程期间，活塞64a在由箭头63指示的方向上在缸体52a内向上移动。活塞64a的抽吸打开入口止回阀66a并关闭出口止回阀68a。流体沿着入口通道58而被抽吸，穿过入口止回阀66a并进入到缸体52a中。

在泵送冲程期间，活塞在由箭头65指示的方向上在缸体52b、52c内向下移动。活塞64b、64c增大流体的压力，这导致入口止回阀66b、66c关闭，并且出口止回阀68b、68c打开。流体被泵送出缸体64b、64c，穿过出口止回阀并沿着出口通道56。

活塞由联接到凸轮布置(62)的变速电动机(60)驱动。对于3缸泵系统来说，凸轮被塑形成使得抽吸冲程在小于泵送冲程的时间周期的一半的时间周期内发生。凸轮被布置成彼此异相地驱动活塞，以使得在旋转循环的任何位置处，活塞中的至少两个正在泵送。这意味两倍的活塞面积用于在流体上施加力，因此产生两倍于单个缸体的流体流量。此布置也在凸轮上导致比等同的流体流量由单个活塞产生的情形下的机械力低的机械力。下文关于图6来给出凸轮的详细描述。

图3b示出同一3缸泵循环中的不同时间点，其中三个活塞64a、64b、64c全部正在泵送。这在活塞(在此状况下，64a)完成抽吸并开始泵送之后不久发生。凸轮以一种方式布置以使得任何活塞(在此状况下，64b)的移动方向从泵送到抽吸的改变是在另一活塞(在此状况下，64a)已将移动方向从抽吸改变为泵送之后凸轮的较小旋转角处发生。凸轮的此较小旋转角通常小于5度，并且在一些状况下，可小于2度。下文关于图6和图7而在描述中给出本发明的此特征的进一步说明。

在活塞中，在冲程的结束时的方向的改变不是瞬间发生，这是因为，在相反方向上加速之前，活塞必须减速。因此，在两个活塞同时改变方向的常规泵中，存在活塞中的任一个都不以全压力泵送的短暂时间。这导致出口流体的短暂的压力降低。前一段落中所述的本发明的特征会减少此压力降低的量。

上文描述是针对3缸/活塞泵送布置，并且(如将清楚的是)，通常优选的是，泵包含三个或更多个缸体/活塞。然而，操作原理也可应用到两缸/活塞布置，其中每一活塞由凸轮驱动，所述凸轮具有一种凸轮轮廓，其中凸轮旋转循环的一半以上用于在泵送冲程中驱动活塞，并且凸轮旋转的剩余部分(不到一半)用于返回冲程。对于两缸布置来说，这意味针对旋转循环的部分，两个活塞将泵送。在循环中的其它时间，仅一个活塞将泵送，而另一活塞处于其返回冲程。这意味压力或流率将在整个凸轮循环中变化，并且产生循环或“脉冲”型的流动。在许多应用中，这些类型的流动不是期望的，并且可使用如上所述且如下所述具有三个或更多个缸体/活塞的泵来避免。然而，可存在此类型的流动不导致问题的应用。因此，实施例可还包含具有刚好两个缸体/活塞的泵。此类型的两缸布置可仍产生比活塞始终180度异相以致于在任何给定时间仅一个活塞正在泵送的两缸泵高的平均压力。

图4a和图4b图示5缸正排量泵的一些操作原理，作为图3(即，图3a和图3b)的3缸布置的一个替代。在这两个实施例中，个别缸体52、活塞64、入口止回阀66和出口止回阀68以与上文关于图3a和图3b所述相同的方式操作。

图4a图示5缸正排量泵70，其中凸轮(未示出)被塑形成使得抽吸冲程在小于泵送冲程的时间周期的四分之一的时间周期内发生。凸轮被布置成彼此异相地驱动活塞，以使得在旋转循环的任何位置处，活塞中的至少四个正在泵送。在图4a所示的循环中的时间点，活塞64a处于抽吸冲程中，而活塞64b、64c、64d、64e处于泵送冲程中。

图4b图示5缸正排量泵72，其中凸轮(未示出)被塑形成使得抽吸冲程在小于泵送冲程的时间周期的三分之二的时间周期内发生。凸轮被布置成彼此异相地驱动活塞，以使得在旋转循环的任何位置处，活塞中的至少三个正在泵送。在图5所示的循环中的时间点，活塞64a、64b处于抽吸冲程中，而活塞64c、64d、64e处于泵送冲程中。

如同在3缸正排量泵布置中，5缸正排量泵70、72中的凸轮可按一种方式布置以使得任何活塞的移动方向从泵送到抽吸的改变是在另一活塞已将移动方向从抽吸改变为泵送之后凸轮的较小旋转角处发生。再次，凸轮的此较小旋转角通常小于5度，并且在一些状况下，可小于2度。如上所述，此特征避免在两个泵同时改变方向时发生的出口流体的短暂压力降低。

参照图5，示出穿过图1和图2的3缸高压正排量泵50截取的截面的侧视图，其中所述侧视图演示提供活塞64的致动移动的凸轮布置62，如上文关于图2a、图2b、图3a和图3b所述。针对三个缸体52a到52c中的每一个，凸轮布置62包含主凸轮76a到76c、回凸轮(图5未示)以及从动件组件75a到75c。凸轮布置62还包含凸轮轴74。在图5中，所示出的部件中大多数与三个缸体中的一个(52b)相关，但与缸体中的另一个(52c)相关的一些部件的部分也是可见的。

从动件组件75a到75c各自包含主从动轮78a到78c、回从动轮80a到80c、滑块79a到79c、从动件框架81a到81c以及一对弹簧83a到83c(也参见图1和图2)。弹簧83a到83c确保相应从动轮78a到78c始终被推动到旋转凸轮的表面上，并且不因接触表面的任何损伤而发生侧隙。凸轮轴74的旋转导致主从动轮78a到78c以及回从动轮80a到80c的平移，如下文关于图6所述。主从动轮78a到78c以及回从动轮80a到80c中的每一个的轴固定到相应滑块79a到79c，其中滑块79a到79c固定到活塞64。从动件框架81a到81c限制滑块79a到79c线性平移，从而导致活塞64a到64c在缸体52内的轴向平移。

参照图6，示出凸轮布置62的凸轮轮廓的简图。凸轮布置62包含凸轮轴74，其中三个主凸轮76a到76c和三个回凸轮82a到82c固定到凸轮轴74。主凸轮76a到76c中的每一个包含主凸轮表面88a到88c，其中主凸轮表面88a到88c与主从动轮78a到78c滚动接触。主从动轮78a到78c定位在主凸轮76a到76c与缸体52a到52c之间。回凸轮82a到82c中的每一个包含回凸轮表面90a到90c，其中回凸轮表面90a到90c与回从动轮80a到80c中的一个滚动接触。回凸轮82a到82c定位在回从动轮80a到80c与缸体52a到52c之间。在一些实施例中，主凸轮76a到76c中的每一个与其对应回凸轮82a到82c整体形成。这导致三个整体凸轮部件，每一活塞/缸体一个，所述整体凸轮部件中的每一个具有主凸轮表面88a到88c以及回凸轮表面90a到90c，其中所述表面沿着凸轮轴74的轴线的方向相互偏移。

主凸轮表面88a到88c包含主凸轮顶部位移点86a到86c以及主凸轮底部位移点98a到98c。回凸轮表面90a到90c中的每一个包含回凸轮顶部位移点94a到94c以及回凸轮底部位移点100a到100c。

在图6所示的循环中的时间点，与主凸轮76a和回凸轮82a相关联的活塞64a在缸体52a中处于活塞64a的顶部位置处。这意味活塞64a将开始其泵送阶段。在此时间点，主凸轮顶部位移点86a与主从动轮78a接触，并且在此时间点，主凸轮半径处于其最小值。回凸轮顶部位移点94a与回从动轮80a接触，并且在此时间点，回凸轮半径处于其最大值。

在活塞64a的泵送阶段期间，主凸轮表面88a保持与主从动轮78a接触。凸轮轴74以及主凸轮76a到76c和回凸轮82a到82c在箭头a所示的方向上旋转。

在活塞64a的泵送阶段的开始时，当活塞在缸体52a内处于其顶部位置处时，活塞64a和主从动轮78a的平移速率瞬间为零。对于泵送阶段的大部分来说，在与主从动轮78a接触的时间点的主凸轮半径随着凸轮轴74的旋转而线性增大，从而导致主从动轮78a的恒定的向下平移速率以及活塞64a在缸体52a内的对应运动。然而，主凸轮半径的线性增大无法接近主凸轮顶部位移点86a而实现，这是因为主凸轮表面88a被塑形成在此时间点容纳主从动轮78a(其具有有限半径)。因此，在泵送阶段的开始时，活塞64a在短时间周期内从零加速到上文所述的恒定速率。

在前一段落中所述的加速之后，活塞64a继续以恒定速率行进，直到接近泵送阶段的结束为止，此时，凸轮轴74已旋转经过约240度并且主凸轮底部位移点98a已几乎到达主从动轮78a。活塞64a在短时间周期内从其恒定速率减速到零，直到主凸轮底部位移点98a已在活塞64a的泵送阶段的结束时到达主从动轮78a为止。当从动轮与主凸轮底部位移点98a接触时，主凸轮半径处于其最大值。

在活塞64a的结束时，活塞64a在缸体52a内处于活塞64a的底部位置处，并且瞬间具有零速率。回凸轮底部位移点100a与回从动轮80a接触，并且回凸轮半径处于其最小值。

在活塞64a的泵送阶段之后，抽吸阶段开始。在抽吸阶段期间，回凸轮表面90a保持与回从动轮80a接触。凸轮轴74以及主凸轮76a到76c和回凸轮82a到82c继续在箭头a所示的方向上旋转。

在活塞64a的抽吸阶段的开始时，当活塞在缸体52a内处于其底部位置处时，活塞64a和回从动轮82a的平移速率瞬间为零。对于抽吸阶段的大部分来说，在与回从动轮80a的接触的时间点的回凸轮半径96a随着凸轮轴74的旋转而线性增大，从而导致回从动轮80a的恒定速率的向上平移以及活塞64a在缸体52a内的对应向上运动。然而，恒定速率无法接近回凸轮底部位移点100a而维持，这是因为回凸轮表面88a被塑形成在此时间点容纳回从动轮80a(其也具有有限半径)因此，无法实现瞬间减速和加速。因此，在抽吸阶段的开始时，活塞64a在短时间周期内从零加速到上文所述的恒定速率。

在前一段落中所述的加速之后，活塞64a继续以此恒定速率行进，直到接近抽吸阶段的结束为止，此时，凸轮轴74已旋转经过另一约120度并且回凸轮顶部位移点94a已几乎到达回从动轮80a。活塞64a在短时间周期内从恒定速率减速到零，直到回凸轮顶部位移点94a在图6所示的位置中在活塞64a的抽吸阶段的结束时与回从动轮80a接触为止。再次，无法在回凸轮顶部位移点94a处实现瞬间减速。

主凸轮76a到76c以及回凸轮82a到82c被塑形成使得活塞64a到64c在泵送阶段期间行进的恒定速度是活塞在抽吸阶段期间行进的恒定速度的约一半。主凸轮76b、76c和回凸轮82b、82c以与上文所述的主凸轮76a和回凸轮82a相同的方式操作。在循环期间的所有时间点，主凸轮76a和回凸轮82a分别与主凸轮76b和回凸轮82b异相120度。主凸轮76a和回凸轮82a分别与主凸轮76c和回凸轮82c异相120度。这给出上文关于图3a和图3b所述的活塞64a、64b、64c的致动移动。

应注意，主凸轮与回凸轮两者的两个冲程方向具有恒定速率轮廓。可见，对于回凸轮来说，当主凸轮正在泵送冲程上驱动活塞时，恒定速率轮廓是不必要的(或者，同样地，在返回冲程期间，对于主凸轮来说，恒定速率轮廓是不必要的)。然而，恒定速率轮廓确保从动件在整个360度旋转循环期间维持与凸轮表面接触，这是因为弹簧83a到83c将从动件中的每一个推动到其凸轮。这是有利的，因为如果从动件与凸轮表面之间的接触丢失，即使是短时间丢失，也可产生增加从动件和凸轮表面的磨损的震荡或爆震效应。

参照图7，示出3缸高压泵50的凸轮布置62的凸轮取向图102。凸轮取向图102描绘凸轮位移104与凸轮旋转106。在图7中，凸轮的旋转方向沿着图上的凸轮旋转轴线106从左到右。正凸轮位移对应于活塞64在缸体52内的向下运动。针对与每一活塞64a、64b、64c相关联的主凸轮76a、76b、76c和回凸轮82a、82b、82c的每一组合而给出单个曲线108a、108b、108c。

在第一凸轮旋转角109下，曲线108a具有负梯度，从而指示活塞64a正在其抽吸阶段中在缸体52a中向上行进。曲线108b和108c具有正梯度，从而指示活塞64b与64c两者正在其泵送阶段期间在缸体52b、52c中向下行进。这如上文关于图3a所述。

因为所有曲线108a到108c在第一凸轮旋转角109下具有恒定梯度，所以所有活塞64正以恒定速率行进。曲线108a的梯度的量值两倍于曲线108b、108c两者，从而指示活塞64a正以两倍于活塞64b、64c的速度行进。

随着凸轮旋转角从第一凸轮旋转角109增大，活塞64a、64b、64c继续以相同恒定速率行进，直到达到第二凸轮旋转角110为止。在此角度下，曲线108a的负梯度开始增大，从而指示活塞64a的速度正在降低。上文关于图6解释了此情形的原因。

随着凸轮旋转角从第二凸轮旋转角110增大，活塞64a的速度继续降低，而活塞64b、64c继续以相同恒定速率行进，直到达到第三凸轮旋转角111为止。在此角度下，曲线108c的正梯度开始减小，从而指示活塞64c的速度也正在降低。再次，上文关于图6解释了此情形的原因。

随着凸轮旋转角从第三凸轮旋转角111增大，活塞64b继续以相同恒定速率行进，而活塞64a、64c的速度继续降低，直到达到第四凸轮旋转角112为止。在此角度下，曲线108a处于其最小凸轮位移下，从而指示活塞64a在缸体52a的顶部处瞬间静止，从而刚好完成其抽吸阶段。再次，曲线108b和108c具有正梯度，从而指示活塞64b、64c处于其泵送阶段中。

随着凸轮旋转角从第四凸轮旋转角112增大，曲线108a的梯度开始增大，从而指示活塞64a正在其泵送阶段的开始时在向下方向上加速，而活塞64b继续以相同恒定速率行进。曲线108c的梯度保持为正，直到达到第五凸轮旋转角114为止。在第五凸轮旋转角114下，曲线108c处于其最大凸轮位移下，从而指示活塞64c在缸体52c的底部处瞬间静止，从而刚好完成其泵送阶段。这意味在第四凸轮旋转角112与第五凸轮旋转角114之间，所有三个曲线108a、108b、108c具有正梯度，从而指示所有三个活塞64a、64b、64c正在泵送，如上文关于图3b所述。在此状况下，发生此情形是因为泵送阶段在244度的凸轮旋转内发生，而抽吸阶段在116度的凸轮旋转内发生。

凸轮旋转角进一步增大直到第六凸轮旋转角116。在此角度下，曲线108a、108b具有恒定正梯度，从而指示活塞64a、64b两者正在缸体52a、52b中以恒定速率向下行进，作为其泵送阶段的部分。曲线108c具有恒定负梯度，从而指示活塞64c正在其抽吸阶段中在缸体52c中以恒定速率向上行进。

如上所述驱动凸轮布置以便将往复驱动提供到活塞的变速电动机60可以是能够受到控制以改变其速度的任何类型的电动机。然而，实施例可利用变速交流电动机。特别有利的布置利用变速交流电动机。如图8所示，变速交流电动机驱动装置可由控制器控制，其中控制器具有逆变器118，逆变器118具有闭环矢量驱动控制装置120。当交流电动机以相对高的速度运转时，虽然定子位置与转子位置之间相对于交流驱动电流的相位角存在某一滑动，但此滑动可因为这仅仅是小角度(假如驱动转矩并不过大)而被容忍。因此，在绝大多数交流电动机驱动应用中，不需要对此滑动进行调整，并且用于控制供应到电动机绕组的电流的逆变器使用开环矢量控制装置来操作。然而，这些电动机不适用于以极低速度操作，这是因为滑动可导致电动机停滞。对于多数应用来说，这不是问题，但对于上文所述的泵(例如，用于泵送胶泥的泵)来说，需要即使在正使用的胶泥的量极小(或零)时，也将高压提供到流体/胶泥并维持所述高压。这意味泵24、26必须能够维持高压，换句话说，正排量泵的活塞即使在活塞不移动时也继续将力施加到泵缸体中的流体。因此，交流电动机60必须即使在凸轮轴不旋转时也在凸轮轴上维持转矩，并且这可仅在交流电动机不停滞时发生。因此，交流电动机60逆变器使用闭环矢量控制装置。

参照图8，示出三相交流电动机60的闭环矢量控制系统120的示意图，其中三相交流电动机60可用于驱动泵50、70。闭环矢量控制系统120包含连接到电动机60的三个相位的逆变器118。电动机60包含反馈装置124，其中反馈装置124由反馈环路126连接到逆变器118。

在闭环矢量控制装置120中，参考信号122被传递到逆变器，以指定期望电动机速度。反馈装置124测量电动机60的位置和速度。此测量速度和位置经由反馈环路126而传递到逆变器118。逆变器118使用位置测量以确定电动机60的哪一相位在特定时间需要电流。逆变器118还比较所测量的电动机速度与期望速度，以确定将提供到电动机60的电流。存在反馈装置124可借以确定电动机位置和速度的许多不同方式。仅作为一个实例，交流电动机60可具有将信号提供到逆变器的轴编码器。

交流电动机60的另一有利特征是强制对流风扇，其中所述强制对流风扇被布置成将冷却空气提供到电动机的绕组。在正常高旋转速度下，穿过空气的绕组的旋转通常提供足够的冷却以使得绕组不会过热。当交流电动机60以极低速度旋转或静止但仍将压力施加到流体/胶泥时，缺少移动意味没有经过电动机绕组的空气流动。然而，绕组继续被供应电流以将所需转矩提供给凸轮，并且因此将产生热，其中热通过从强制对流风扇61吹来的空气来移除。

本发明的实施例可提供特别有利的布置在于，可使用单个高压泵，而不是已知系统中通常使用的四个或更多个低容量高压泵。这是因为，所有高压泵可在远高于现有泵的流率范围内操作，从而允许单个高压泵提供所需的所有流率。

泵50及其控制器独立于泵的流率而将泵50的出口处的压力保持在预设值，如同在实际压力闭环控制系统中。例如，出于此目的，压力传感器(未示出)可用于将压力信号提供到控制器。在上文所引用的已知系统中，较小容量的泵仅在泵的出口处的管线中的压力降低时开始泵送，其中流量随着压力继续降低而增大。这导致系统中的动态压力远低于静态压力，如此可对系统和工艺具有有害影响。