专利名称：隔膜泵的制作方法
技术领域：
本发明主要涉及一种改进了的隔膜泵，并且尤其涉及一种改进了的隔膜泵，它包括位于隔膜液压驱动侧的防过度充满元件。
背景技术：
已知的旋转作业、油支持/驱动的隔膜泵是一种能够抽吸许多不同液体的高压泵，因为在工艺流体中，它没有滑动的活塞或密封件会损坏。隔膜将泵与周围环境完全隔绝(工艺流体)，从而保护泵不受杂质污染。
图1中完整示出了一个隔膜泵20。由马达21驱动的泵20具有驱动轴22，该轴由位于轴后部的大的锥形滚柱轴承26和在轴前部的小轴承(未示出)刚性固定于泵壳24中。夹在另一对大轴承(未示出)之间的是一固定角度的凸轮或摆板28。随着驱动轴转动，摆板移动，前后振荡，将轴向运动转化为直线运动。三个活塞组件30(只示出了一个)轮流由摆板28移动。如下面所示的那样，每一个活塞在一个包括圆筒的闭合区域中，以使该闭合区域充满油。在活塞/圆筒组件底部的止回球阀32使来自储油池27(摆板28在储油池中)的油在吸液冲程中将闭合区域充满。在输出或充液冲程中，保持在闭合区域中的油挤压隔膜34的后侧，并且随着摆板的移动而造成隔膜向前弯曲以提供抽吸动作。理想的情况是，泵可在整个设计压力范围内液压平衡隔膜两侧的压力。如下面所要讨论的那样，在实践中，对于已有的泵来说并不是在所有情况下都如此。无论如何，每一个隔膜都有自己的增压室，其中包括进口和出口止回阀组件36、37(同样见图2)。随着隔膜收缩，工艺流体通过共用进口进入泵，且通过进口止回阀中的一个。在输出或充液冲程中，隔膜将工艺流体压出工艺流体排液止回阀，且通过总管共用出口。互相以120°等角度间隔的隔膜持续工作来提供持续的、实际上无脉动的工艺流体流。
更详细地说，在图2中示出了隔膜泵20的一部分的横截面图。隔膜34固定在外壳24的两个部分38、40之间。隔膜34将泵侧与泵的充满油的液压驱动侧分隔开。在驱动侧，包括隔膜柱塞42的驱动活塞组件30包含在充当传动室44的、充满油的闭合区域中。活塞46中的多个止回阀32将传动室44从储油池(未示出)分隔开。摆板28(没有在图2中示出)与衬垫48接触以驱动活塞46。箭头49表示凸轮或摆板的一般运动方向。当活塞和隔膜完成向前或充液冲程时，活塞46的端部50位于上死点(TDC)。当活塞和隔膜在吸液冲程中收缩时，活塞46的端部50位于下死点(BDC)。
活塞46在圆筒47中作往复运动。活塞46具有形成活塞外壁的套筒部件52。套筒部件52包括套筒54和在端部处的端部56，端部56具有与摆板接触的衬垫48。在套筒54中包含有基座部件58。基座部件58包括与端部56接触的第一基座60，并包括用于提供第一基座60和套筒54之间密封的密封件62。在与第一基座60相对的一端处，基座部件58还包括第二基座64。连接壁66将第一和第二基座60和64连接在一起。活塞回复弹簧68是一个卷簧，它在第一基座60和作为泵壳24一部分的隔膜止档块70之间延伸。阀套72包含在基座部件58内，并在第二基座64和端部56之间延伸。密封件74在阀套72和连接壁66之间靠近第二基座64处形成密封机构。
与套筒部件52的端部56相对的端部76是开口的。同样，阀套72的端部78也是开口的。第二基座64具有用于接纳柱塞42的杆子82的开口80。
隔膜柱塞42使滑阀84配合在阀套72中，同时杆子82从滑阀84处通过开口80延伸到位于隔膜34的传动室侧的顶部86处。基座板88在隔膜34的充液室侧，且使用螺丝90将隔膜夹紧在顶部86处，螺丝90是旋进柱塞42的中空部分92中的。中空部分92从柱塞42的一端延伸到另一端。将螺丝90旋进隔膜端。中空部分92的活塞端是开口的。在杆子82中设有多个径向的开口94。偏压弹簧96是卷簧，并在第二基座64和滑阀84之间延伸。在阀套72的壁上设有阀口98。槽100在连接壁66中从阀口98延伸到端部56。在通道104中的端部56中形成有止回阀32，通道104与储油池(未示出)流体连通。这样，从储油池(未示出)经过通道104和止回阀32由槽100与阀口98流体连通。当阀孔(spool valve)打开时，通过卷簧96所在的空间、然后再通过多个径向开口94中的一个和通过柱塞84的轴向中空部分92又进一步存在流体连通。从中空部分92通过另一个径向开口94到传动室44的不同部分也存在流体连通。中空通道92同径向开口94一起提供从传动室44在隔膜附近的部分到传动室44在活塞30的阀套72中部分的流体连通。传动室还包括由活塞回复弹簧68占据的空间。
在隔膜34的泵侧有进口止回阀组件36，该组件在增压室106中产生真空的吸液冲程中打开。还有一个止回阀37，它在增压室106中产生压力的充液或输出冲程中打开。
图3(a)-3(f)出示出了传统的泵20在正常、标准的情况下使用传统的偏压弹簧96的工作情况。示出了典型的压力。示出了凸轮或摆板(没有在图3(a)-3(f)中示出)的典型矢量方向。吸力小于14.7psia。输出压力大于14.7psia。隔膜34两侧的压差设置在约3psi。
参见图3(a)，吸液冲程在充液冲程结束时开始。根据假定状态，增压室中的压力立即从高压处下降(比如从120psia到10psia)。在液压传动室中的压力为13psia，这小于储油池中的14.7psia。活塞30处于上死点并开始向下死点移动。偏压弹簧96立即将柱塞42、以及特别是将滑阀84移动到阀口98右边。因为传动室中的压力小于储油池中的压力，止回阀32打开且油从储油池流到传动室中，从而适当地将在充液冲程中损失的油补充上。即，在充液冲程的压力下，油流过活塞部件稍稍有些松开的间隙，而使一些油从传动室流回到储油池中。这样，需要在吸液冲程中往传动室中重新注油，从而使得在下一充液冲程中有足够多的油来提供足够的压力。
图3(b)示出了在中间冲程中的结构。在增压室中的微小吸力(显示为10pisa)使得在活塞30向右移动时，隔膜34和滑阀84保持在左边，因而关闭阀口98。由于压力差不多是平衡的、且隔膜34随着活塞30向右移动，增压室中充满了工艺流体。
如图3(c)所示，随着隔膜34向右移动，工艺流体继续注入。阀口98仍然关闭。由于压力差不多是平衡的，很少有油从储油池(未示出)漏到传动室44中。这样，隔膜的两侧都适当充满。
当活塞30到达下死点时，吸液冲程完成，输出或充液冲程开始，如图3(d)所示。在传动室中的压力立即增加，例如从13psia到123psia。同样，增压室中的压力也立即增加，例如从10psia到120psia。摆板开始将活塞30移到左边，这造成压力的产生。止回阀32关闭。隔膜34随着油和同活塞留在一起的工艺流体协同运动，将工艺流体推出(泵出)。
在图3(e)所示的中间冲程中，还继续有输出。一些通过活塞和圆筒之间的容隙漏出的油会将隔膜柱塞42的滑阀84移到右边以打开阀口98。但是，止回阀32是关闭的，因此除了泄漏的以外，将油锁定在传动室中。
输出冲程在图3(f)所示的结构中结束。充满了的传动室44将隔膜推到左边，在移动过程中将液体分散。如图3(a)-3(f)的正常工作不会在隔膜32上产生压力。
然而，传统的隔膜泵的一个问题是在一定的工作条件下未预计到的隔膜破裂。隔膜会比正常条件更快地、或更频繁地故障，它会比泵的其它元件损坏得更快。故障会造成驱动油污染工艺管线。最经常造成故障的工作情况是高真空进口带有相应的低出口压力。在典型的泵系统中，当进口过滤器开始堵塞时会发生这种情况。在那种情况下，这种堵塞就要求有高真空来将工艺流体推过过滤器。同时，所抽吸的工艺流体量的下降使出口压力下降。这造成的情况是充液侧的高吸力使吸液冲程中传动室侧的压力下降，从而传动室就会“要求更多的灌注液体”，并因此使流入的油过度充满传动室，而且没有相应的高压来在充液或输出冲程中将油推出以达到平衡。油的过度充满使隔膜“鼓”进流体阀口直到隔膜撕裂。此外，对于诸如此类装置的高速、回动式、真空/压力泵，阀门的高速关闭会产生巨大的压力尖峰，称作儒可夫斯基冲击波。该尖峰可以包括流体压力或声波及它们两者的谐波。这些压力尖峰会“要求”油在不应该的时候流入驱动活塞。再一次，这会造成过度充满并导致隔膜故障。提供图4(a)-4(f)来示出过度充满故障模式。
在图4(a)中，吸液冲程开始，由于假定工艺流体的进口侧是堵塞的或被阻隔的，在输出冲程中只产生一个低压。即，举例来说，增压室106中的压力为14psia，并在如图3(a)那样动作时达到10psia。然而，吸力使真空度迅速增加，从而增压室106中的压力进一步降低到比如图4(b)所示的3psia。隔膜34和柱塞42处于左边远端，使阀口98保持关闭，且偏压弹簧96有些压缩。油只是瞬时流过止回阀32、阀口98和杆子82中的各个通道。
在如图4(b)所示的吸液冲程的中间冲程中，隔膜的任何运动立即造成增压室106中更高的真空，这使在活塞46向右运动时，隔膜34和柱塞42保持在左边。阀口98关闭，但是因为在传动室中发展形成较低的压力(比如6psia)，由于系统内的容差，会有从储油池(未示出)到传动室44的油泄漏。在传统隔膜泵中的弱偏压弹簧96使柱塞42、尤其是滑阀84位置处于太左边远端，并使传动室44中的较低压力得以发展和继续。
如图4(c)所示，在进口或吸液冲程结束时，柱塞42和隔膜34保持在太左边远端的位置，且传动室44中的低压继续造成泄漏，并且在许多这样的冲程后，传动室44在开始输出冲程之前就已过度充满。
图4(d)示出了输出冲程开始时的结构。活塞46开始向左运动。由于在增压室106中压力较低，直到输出冲程的后期才在传动室44中建立起压力。
如图4(e)中的中间冲程所示，过度充满的油传动室44将隔膜34和滑阀84以相同的速率向左移动。当基座板88和隔膜34到达泵的充液侧的壁108时，传动室44中的压力最终上升。压力大于储油池压力14.7psia的短暂时间并不足够使油从传动室44漏回储油池以平衡吸液冲程中的流体泄漏。这样，由于传动室44中过度充满油，隔膜34扭曲。弱弹簧96被压缩。
图4(f)中示出了输出冲程的结束。过度充满的传动室44推动基座板88充分抵靠壁108，且隔膜34伸进出口止回阀组件37的端口。此时传动室44中压力迅速上升，最终造成隔膜34或者被它所遇到的各种表面所切割，或者破裂。此时，泵发生故障。结果，就会有残余工艺流体进入活塞组件30的污染和油进入工艺流体管线的污染。
这样，当在隔膜的增压室侧存在高真空(即过滤器堵塞或进口阀关闭)时，隔膜不会随活塞运动。由于滑阀84和阀口98是关闭的，这一般不会造成问题。然而，如果这一情况存在一段较长的时间，滑阀和阀口之间的泄漏加上活塞和外壳之间的泄漏相结合，使传动室中过度充满油。在输出冲程中，压力必须足够高以重新排出泄漏的量。然而，由于止回球阀32阻止了任何通过阀口的排放，只有在活塞和外壳周围将它排出。由于泵的进口被阻塞且无法抽送较多的工艺流体量，在输出工艺流体时的压力较低并且/或者只在该冲程的一部分中。根据经验，已发现为了使“漏出的量和漏进的一样”，出口压力必须在100psig以上。如果泵不是漏出传动室的量和漏进的一样，那么增加的量由驱动活塞驱动，直到隔膜鼓起并进入端口或缝隙中并造成破裂为止。
发明内容
本发明旨在提供一种从马达获得驱动动力的隔膜泵。该泵具有一外壳，该外壳包覆适于容纳所要抽吸的特定流体(工艺流体)的增压室、适于容纳特定液压流体(油)的传动室以及液压流体储油池。该泵具有一隔膜，隔膜具有传动室侧和增压室侧。隔膜由外壳支承，且置于增压室和传动室之间，并适于向着增压室和离开增压室作往复运动。泵具有在外壳中的圆筒中的活塞，活塞适于隔膜在动力冲程和吸液冲程之间的往复运动。
在液压流体储油池和传动室之间形成用于液压流体的流体连通通道。在流体连通通道中的阀门使液压流体在阀门打开时可以可选择地从液压流体储油池流到传动室。
为传动室设置防过度充满元件。防过度充满元件保护隔膜，使之不会因为传动室中充入了超过最大充满量而达到过度充满状态而有超出设计限制的变形。
在一个实施例中，流体连通通道是第一流体连通通道，且阀门包括进口阀。防过度充满元件包括第二流体连通通道，该流体连通通道是用于传动室和液压流体储油池之间液压流体的，并且还包括在第二连通通道中的出口阀，在出口阀打开时所述第二连通通道允许液压流体可选择地从传动室流到液压流体储油池。
在另一个实施例中，阀门包括滑阀。滑阀可移动地与活塞和隔膜连接。防过度充满元件包括活塞，该活塞具有用于滑阀的机械止档块，从而使传动室无法达到会使隔膜变形超出设计限制的过度充满状态。
在再一个实施例中，隔膜泵包括一弹簧，该弹簧通过将弹簧的第一端与隔膜连接、且弹簧的第二端由活塞支承以与活塞一起运动而将隔膜从增压室推开。当弹簧具有适当的尺寸从而恰好在传动室达到最大充满状态前闭合时，该弹簧形成防过度充满元件。
本发明保持了美国专利3775030所描述的偏压油驱动。然而，本发明揭示了对防过度充满元件的使用。这样，在高真空状态下，防过度充满元件克服了在增压室中的吸力，并防止油过度充满传动室(因此隔膜不会发生故障)。这样，此处所描述的改进优化了隔膜泵的耐用性和效率。
图1是传统隔膜泵的立体图；图2是传统隔膜泵的局部横截面图；图3(a)-3(f)是示出了正常状态下的传统隔膜泵的局部横截面图；图4(a)-4(f)是示出了会造成隔膜故障的高真空状态下的传统隔膜泵的局部横截面图；图5是根据本发明的隔膜泵的局部横截面图，它具有作为防过度充满元件的机械止档块；图6是根据本发明的隔膜泵的局部横截面图，它具有和偏压弹簧在一起的机械止档块；图7(a)-7(f)是隔膜泵的局部横截面图，示出了具有机械止档块和高弹簧常数偏压弹簧的本发明的工作情况；图8是说明弱的传统偏压弹簧和根据本发明的强偏压弹簧的曲线图；图9是说明根据本发明的偏压弹簧的弹簧常数范围的曲线图；
图10是根据本发明的隔膜泵的局部横截面图，它具有设计用来达到位于最大充满位置的固定高度以充当防过度充满元件的偏压弹簧；图11是根据本发明的隔膜泵的局部横截面图，示出了充当防过度充满元件的阀门系统；图12-15是示出了图11所示隔膜泵工作状态的局部横截面图；以及图16-17与图11类似的隔膜泵的局部横截面图，不过包括一偏压弹簧。
具体实施例方式
本发明是对上述传统隔膜泵的改进。在所有图中相同的部件由相同的标号标识。改进后的部件将区分出并加以说明。可以理解，改进的部件可导致泵的性能和耐久性的协同提高。
需要解决传动室44过度充满的问题，以在动力冲程中隔膜34不会膨胀到破裂点。
如图5所示，根据本发明的一种可能是取消偏压弹簧96，并为滑阀84引进机械止档块160。通过限制滑阀84的行程，隔膜34的行程或膨胀也得到了限制。也就是说，作为滑阀84被机械止档块106所阻挡的结果，整个柱塞42以及隔膜34在动力冲程过程中行程受到限制。由于取消了偏压弹簧96，由它所占据的空间也被取消，从而基座部件58向内伸到杆子82附近。机械止档块160在基座部件58中所要求的位置形成凸肩。滑阀84的凸肩162与机械止档块160在动力冲程的设计端部处相接触，以将柱塞42和隔膜34止挡住。
参见图5，图中机械止档块160所能放置的最右边位置是基座板88恰好接触壁108之前、同时凸肩162接触机械止档块160的位置。接触点将会是传动室44的最大充满状态，这是与传动室44的体积将会比所指出的最大充满状态要大任何体积的过度充满状态相比较而言的。隔膜34具有一设计限制，该限制使得当传动室44在小于最大充满状态的充满状态下时，隔膜34不会破裂。
虽然使用机械止档块可以取消偏压弹簧96，但是使用足够强的偏压弹簧，用来在达到最大充满状态前使液压流体停止充入传动室还是有优点的。使用偏压弹簧96的优点在于可以无须与机械止档块刚性接触而达到压力平衡，而该接触会使压力陡然上升。对于象隔膜泵一样的高速泵，与机械止档块重复接触是噪音和疲劳的潜在来源。偏压弹簧96的存在还可在正常工作中提供了较小的压力偏移，正如在以上讨论中被认为是在传统的泵中有用的那样。
如图6所示，机械止档块160与偏压弹簧96一起使用。对于这个结构，机械止档块160仍然是防过度充满元件，但偏压弹簧96在正常工作中提供压力偏移，并且当凸肩162到达机械止档块160时帮助缓冲滑阀84。在这一点上，相对于弱偏压弹簧，强偏压弹簧更有优势。
图7(a)-(f)示出了在工作状态下的一种设计结构，其中根据本发明的泵具有强偏压弹簧126，这区别于弱弹簧96。在图8中将传统的泵中的弱偏压弹簧96与强偏压弹簧126区分开。
图8是X轴为弹簧长度的曲线图，单位是英寸。在沿Y轴的左侧，该图标定的是单位为磅的活塞施加在隔膜上的力。沿Y轴的右侧，提供的是隔膜上的有效压力，单位是磅/平方英寸(psi)。从美国专利3775030可以知道，在传统的泵中，应在传动室中44提供少量的过剩压力(比如3psi)，以使泵可在正常条件下正常工作。结果，传统的泵具有弱弹簧，从而对于不同的弹簧长度，在正常工作中被压缩时，由偏压弹簧保持的过剩压力并没有和3psi有太大区别。典型弹簧的弹簧常数在图8中显示为线140。然而，如上结合图4(a)-4(f)所述的那样，如果向泵供应工艺流体的管线被阻塞(比如过滤器脏了)，传统的泵会有隔膜34故障的问题。这样，为了对泵进行改进，考虑了两个参考点。第一个参考点发生在图2中的阀口98刚好闭合或关上时。在阀口98刚好关上的点上，偏压弹簧应在流体充液侧充分地阻挡流体吸力，以防止吸力将隔膜固定在那一侧，并从而使并不要求的油注入传动室。既然很明显，负压将使油不断地进入传动室，而这也并不是所希望的，那么，最小值当然是0。使用以上讨论的传统的泵的经验表明，3psi工作良好。更大的压力，达到大约8psi是可以接收的。因此，0-8psi的范围是合适的。参考点1在图8中显示为数字142。
第二个参考点发生在传动室44中的油量充到最大时，即在图4(f)所示的基座板88接触壁108时。第二个参考点显示为数字144。对于弱弹簧140，在阀门关闭参考点142处的压力稍稍大于3psi，并且在最大充满参考点144处的压力在4psi左右。通常，这是对偏压弹簧96的设计方案。然而，为了解决之前所讨论的在泵的增压室高真空条件下的问题，认为有必要大致满足在正常工作条件下的参考点1，而在高真空条件下还认为弹簧应在传动室44中提供大约10.5psi的压力，如图8中数字146处所示的，这就使储油池和传动室之间没有很大的压差，并在凸肩162到达机械止档块160时缓冲凸肩160。储油池为大气压力，或实际上是14.7psi。当由一直线连接起来以后，这两个点决定了用于改进型泵的弹簧常数。
图7(a)-(f)示出了由图10中的线148表示的、在使用强弹簧的类型的工作情况。
图7(a)-(f)假定了使用强偏压弹簧和真空状态，即阻塞的工艺管线。除了弱偏压弹簧由强偏压弹簧取代以外，图7(a)-(f)与图4(a)-4(f)类似。
在图7(a)中，吸液冲程开始。由于工艺流体的进口被阻塞，在输出冲程中没有产生压力，从而在吸液冲程中的吸力迅速给增压室106带来真空状态。隔膜34和柱塞42位于太左边远端、且关闭端口98，并且稍稍挤压偏压弹簧97。
参见图7(b)，示出了在中间冲程的结构。随后造成传动室44中较低压力的增压室106中的较低压力将隔膜34和柱塞42保持在左边，但并不象图4(b)中所示的、在传统泵里那样地左边，因为存在较高弹簧常数的强偏压弹簧97。对传动室44的充满因而就被限制在此种状态下隔膜34的伸长量之内。
图7(c)中，吸液冲程在下死点处结束。在增压室中的高吸力依然存在，但强弹簧(见图8中的参考点146)平衡了该吸力，因而使传动室44中的压力上升，并防止传动室44在开始输出冲程前过度充满。例如，在一个优选情况下，传动室和充液室之间大约有10.5psi的压差要偏压弹簧来平衡。
输出冲程如图7(d)所示那样地开始。由于在充液室中压力很低，活塞46向左移动。在传动室中除了有强偏压弹簧97引起的压力以外，没有建立其它压力，因此隔膜34、柱塞42和活塞46继续一起运动。
在图7(e)所示的中间冲程中，止回阀102保持关闭，且强弹簧97偏压以造成流出传动室的泄漏，而不是流入。
输出冲程继续如图7(f)所示那样地结束。由于传动室44没有过度充满，隔膜34没有鼓起，并且尽管通到充液室的管线是被阻塞的，泵仍继续进行正常工作。因此，强偏压弹簧97和机械止档块160避免了图4(a)-4(f)中所示的故障模式。
这样，一旦滑阀移过关闭端口，强偏压弹簧阻止它继续前进。如图8所示，在正常的端口关闭位置(参考点1)，较弱的弹簧和较强的弹簧都在隔膜上有只超过4磅的力，或大约3.5-4.5psi的压力。这样，美国专利3775030中的积极的油驱动偏压得到保持。然而，现在随着继续向弹簧最大压缩方向移动，与弱弹簧仅仅5磅左右的力相比，强弹簧具有超过12磅的力。增加的力限制隔膜在高真空条件下移动得太远。因为现在来自油传动室侧的拉力是弹簧力加上充液室和传动室之间的压差，所以这是现实的。传统的弱弹簧只能有效地抵消5psi的真空度；改进后的强弹簧优化为可抵消约10.5psi的真空度，这是实际可以达到的(虽然理论上可以达到14.7psi)。虽然根据最高可能压力设计可以确保油不会被推进已经充满的传动室中，但只需要在泵的整个吸液和输出循环中没有油的净增长就可以了。换句话说，只要在吸液和输出冲程中有更多的时间内液压传动室在大气压力以上而不是以下，在腔室中就不会有油量的平均增加。
进行了真空隔膜破裂试验。试验结果在表1中示出。对图2所示的泵进行改型后再使用，使之具有较强的偏压弹簧97的弹簧常数，如表1中所示的。在进口(止回阀36)处保持真空。该真空在15英寸或更低汞柱下保持数个小时，然后升到20英寸或更高汞柱直到出现故障或试验结束为止。
表1
头三个试验是用具有43.1lb/in弹簧常数的强弹簧。在第一个试验中，隔膜在97小时时破裂，在第二个试验中在55小时时破裂。在第二个试验以后，对泵进行检查并在阀套中发现毛边，从而将滑阀84粘住，导致隔膜鼓起并被基座板90挂住。将阀套去毛边，然后进行试验3。隔膜在106小时时破裂。确定除了因时间而发生故障以外，毛边并不是本结果的必要因素。弹簧常数为43.1lb/in的弹簧使故障在约100小时时发生。
试验4-6是使用具有53.7lb/in的弹簧常数的偏压弹簧进行的。在每一个试验中，泵运行超过100小时，且对于试验6，泵运行超过200小时，而隔膜没有破裂。
从试验中可以得出，具有43.1lb/in弹簧常数的偏压弹簧恰好可以接受。很清楚，既然没有发生故障，具有53.7lb/in弹簧常数的偏压弹簧是可以接受的。试验的结论在图9中示出。线150显示的是具有43.1lb/in弹簧常数的偏压弹簧。线148显示的是具有53.7lb/in弹簧常数的偏压弹簧。虚线152表示具有可能需要的最大弹簧常数的偏压弹簧。也就是可在参考点2处得到的最大真空度，在基座板88接触壁108(见图4(e))的该点为14.7psia。象这样的泵是决不会达到这样的真空度的。因此线152是以虚线显示，而且是大概的。无论如何，这给出了最大弹簧常数在何处的一般概念。
对于具体的泵，弹簧常数可以在假设以下设计假定后，用以下方法计算。首先，中间冲程处隔膜的平衡面积大致地是与活塞面积一样的。第二，隔膜两侧所需的最小压差必须同泵的设计抽吸压力相等。第三，最大压差是14.7psi。根据这些，可以做出以下陈述1、充满距离是隔膜和活塞在(i)最大充满位置和(ii)中间位置(阀门刚关闭)时之间的距离差。
2、充满弹簧力是设计抽吸压差乘以活塞面积。
3、中间弹簧力是中间工作压差乘以活塞面积。
4、弹簧常数是充满弹簧力减去中间弹簧力，再除以充满距离。基于这些假设和说明，弹簧常数可以由以下计算得到k＝Ap(Ps-Pn)/d0其中k是弹簧常数，Ap是活塞面积，d0是充满距离，Ps是设计抽吸压差，Pn是中间工作压差。
基于上述试验，合适的最大设计抽吸压差是在8.4-14.7psia之间。合适的中间工作压差是0到8psia。
在图8和9中注意到，本发明的强偏压弹簧需要比传统的弹簧要短。这有一个优点是当泵关闭时，偏压弹簧不会继续将油推出传动室并经过活塞组件/外壳的界面回到储油池。有了强弹簧，一旦传动室适当地充满且泵停止后弹簧不会再施加显著的力。那就意味着具有处于合适的充液点的油充满，而且在下次启动时不必重新注满。
有了更强、更短的弹簧97，就有可能进一步地将弹簧的尺寸设置成在传动室44的最大充满位置处弹簧达到压实的高度。如图10所示，当基座板88接触壁108时，即当传动室44达到最大充满状态时，偏压弹簧97是压实的。如早先所指出的，较佳地，弹簧在基座板88接触壁108之前的一点达到压实状态。如图10所示，还注意到机械止档块160并不是必须的。这样，弹簧97压缩并最终到达其压实高度，因而阻止柱塞42在图10中继续向右移动。在此结构中，偏压弹簧97是防过度充满元件。
以上讨论的具有各种不同防过度充满元件的隔膜泵都包括液压流体储油池和传动室之间流体的流体连通通道，在流体连通通道中有一阀门，该阀门是用于使液压流体在阀门打开时可选择地从液压流体储油池流到传动室。参见图2，流体连通通道从液压流体储油池(未示出)通过止回阀32，然后再通过包括阀口98和滑阀84的阀孔流到包括位于阀孔隔膜侧的空间的传动室44。这一连通通道连同这些阀门一起使油可以流到传动室44并对液流进行控制。如参考图3(a)-(f)所讨论的那样，在正常的工作条件下，对油的控制使传动室中的油量保持相对恒定，并使泵工作良好。然而，如上所讨论的，还有某些情况，它们会造成此类阀门失去对传动室中油量的控制。最常见的就是以上结合图4(a)-(f)所讨论的在泵的进口处的过度吸力。在以上讨论了对于此类结构的防过度充满元件的变型旨在解决这一问题。另一个对防过度充满元件的变型是提供一个油控制阀，它不仅控制进入传动室的油流，还将过量的油从传动室中释放出来。此类系统在图11中示出。
除了所描述的不同以外，图11所示的泵和图2所示的泵是一样的。外壳24的部分38和40将隔膜34可操作地固定在它们之间。由于摆板(未示出)摆动衬垫48，活塞46在圆筒47内往复运动。活塞46具有形成活塞外壁的套筒部件52。套筒部件52包括套筒54和在端部处的端部56，端部具有与摆板接触的衬垫48。
基座部件164包含在套筒部件52内。图11中的基座部件164与图2中的基座部件58有区别。此外，在图11的泵中，没有阀套72和偏压弹簧97。
基座部件164包括基座部分166和圆筒部分168。基座部分166与套筒部件52的端部56接触，且包括一个或多个用于基座部分166和套筒54之间密封的密封件170。圆筒部分168延伸过套筒部件52的开口端一小段距离，但不会远到在动力或输出冲程结束时会撞到部分40的任何部分。圆筒部分168在自身和套筒54之间形成用于活塞回复弹簧68的同心空间。
基座部件164具有中心的、柱形的开口172，它是用于接纳隔膜柱塞176的杆子174的。隔膜34在杆子174与端部56相对的一端处固定于顶部86和基座板88之间。杆子174是中空的，且具有诸插口178，这些插口是用于与端口180如以下所述的那样地配合。传动室44形成于隔膜34的活塞侧，且增压室106形成于隔膜34的相对一侧。
在活塞组件30中形成有阀门系统182，从而为传动室44提供防过度充满元件。在端部56的通道184与在基座部件164的通道186流体连通，从而与第一进口阀孔188和通往传动室的第二进口止回阀190一起形成第一连通通道。
第一进口阀孔188包括端口180和插口178，该阀孔还充当进口端口，以使两个端口在阀门打开时对准，而在阀门关闭时不对准。此时，杆子174充当滑阀。
第二进口止回阀190是一个止回球阀，它在从液压流体储油池到传动室44的流向上是打开的，并且在从传动室44到液压流体储油池的流向上是关闭的。滚珠192位于与第一基座166相对的基座部件164端部194附近。
第二连通通道包括端部66中的通道196和基座部件164中的通道198，这两个通道互相之间流体连通。第二连通通道还包括第一出口阀孔200和第二出口止回阀202。第一出口阀孔包括端口204。端口204与充当滑阀的杆子174相交，从而当杆子174的端部206在图11中向右行进得足够远时，第一出口阀孔200打开。当杆子174向右移动从而关闭端口204时，第一出口阀孔200关闭。这样，杆子174的端部206相对于端口204放置，以使第一出口阀孔200在阀门系统182中运行正常。
第二出口止回阀202是一个止回球阀，它在从液压流体储油池到传动室44的流向上是关闭的，并且在从传动室44到液压流体储油池的流向上是打开的。第二出口止回阀202具有位于通道198的端部56附近的滚珠208。
在工作中，阀门系统182的功能在图12-15中示出，这些图与示出传统泵的工作状态的图3b和3e对应。图12示出了传动室44中的液压流体过少且泵处于压缩冲程的状态。第一连通通道中的第二进口止回阀190在进口侧关闭，且第一出口阀孔200在出口侧关闭。这样，没有液压流体可以离开传动室44。即，由于传动室44中的液压流体已经很少，压缩冲程不会导致更多的液压流体从传动室44通过阀门系统被压出。
图13示出了传动室44中的液压流体过少且泵处于吸液冲程的状态。第二进口止回阀190打开，因为传动室44中的压力低于液压流体储油池中的压力。第一进口阀孔188打开，因为传动室44中液压流体的匮乏造成隔膜34在图13中向左运动，从而使充当滑阀的杆子174向左运动，且充当端口的插口178与端口180对准。既然在进口侧第一连通通道的两个阀门都打开，油就流进传动室44中。这样，在压缩冲程过程(图12)中没有液压流体的损失，且在吸液冲程中液压流体流进传动室44中。因此，阀门系统的功能是纠正传动室44中液压流体过少的状态。
图14示出了传动室44中的液压流体过多且泵处于压缩冲程的状态。在这一情况下，由于液压流体过多，隔膜34更加向右，因而造成第一进口阀孔188关闭。但是，第一出口阀孔200是打开的。同样，由于在压缩冲程中传动室44中的压力上升，第二出口止回阀202打开，从而使液压流体可以通过第二连通通道流进液压流体储油池中。
图15示出了传动室44中的液压流体过多且泵处于吸液冲程的状态。由于液压流体过多，图15中隔膜34偏向右，这造成第一进口阀孔188关闭。另一方面，第一出口阀孔200打开。由于泵处于吸液冲程，传动室44中的压力减小且低于液压流体储油池中的压力。这样，第二出口止回阀202打开，且液压流体从传动室44通过第二连通通道流进液压流体储油池中。这样，对于传动室44中液压流体过多的情况，阀门系统在压缩和吸液冲程中都动作，以使液压流体流回液压流体储油池中。
在图11到15的泵中没有偏压弹簧。如图16和17所示，可以将阀门系统182稍作改动而设置偏压弹簧。参见图16，柱塞208与图2中的柱塞42类似。柱塞208具有实心杆子210，而不是如图11中杆子178那样的空心杆子。杆子210旋进或以其它方式与滑阀212连接。滑阀212具有比杆子210大的直径。结果，在杆子210和基座部件216中通道214的柱形壁之间存在同心空间。通道214与图11中的通道172类似，除了有柱形壁218延伸通过基座部件216的端部220、且柱形壁具有向内延伸的法兰222以外，该法兰222与图2中的泵的第二基座64结构类似。偏压弹簧224位于杆子210和通道214的柱形壁之间的同心空间中，且在滑阀212和法兰222之间延伸。
由于杆子210不象图11中泵的杆子178那样是中空的，必须提供一种不同的、形成第一进口阀孔188和第二出口阀孔200流体连通的方法。通道226通过基座部件216的实心部分延伸，与第一进口阀孔188的端口180径向对准。这样，当第一进口阀孔188由于滑阀212移动到图16中左边足够远而打开时，流体可以通过通道226、偏压弹簧224所在的同心空间和端口180流出或流进传动室44。
如图17所示，在传动室44和通道214之间、在滑阀212和端部56之间的通道214部分设有通道228。这样，当滑阀212移动到图16中右边足够远、从而打开第一出口阀孔200的端口204时，液压流体可以通过通道228、通道214和端口204流出或流进传动室44。
具有或不具有偏压弹簧的阀门系统182控制隔膜34后面传动室44中的液压流体量，两者都是通过在没有足够的液压流体时使液压流体流进、而在液压流体过剩时使液压流体流出来实现的。这样，阀门系统就是一个防过度充满元件。
没有偏压弹簧的阀门系统56在泵运行时并不在隔膜两侧产生压差。具有偏置弹簧的阀门系统中，弹簧具有上述长度，当液压室中液压流体适量时弹簧放松且不向隔膜施加偏置力，且具有在阀门在出口侧打开的点上可提供隔膜两侧压差的强度。以上关于偏压弹簧的讨论可应用于相关的具有阀门系统的泵。
已经列出了许多为隔膜泵中的传动室提供防过度充满元件的不同实例。这类防过度充满元件保护隔膜，使之不会因为传动室中充入了超过最大充满量的液体而达到过度充满状态、而有超出设计限制的变形。这样，该隔膜就具有更长的寿命。
最后，可以理解，以上的说明、例子和数据提供了对本发明的结构和使用的完整描述。但是，由于可以进行许多的实施方式而不背离本发明的精神实质和范围，本发明由所附权利要求书解释。
权利要求
1.一种从马达获得驱动动力的隔膜泵，包括一外壳，该外壳具有适于容纳所要抽吸的特定流体的增压室、适于容纳特定液压流体的传动室以及液压流体储油池；一隔膜，该隔膜具有传动室侧和增压室侧，所述隔膜由所述外壳支承，且与所述外壳、所述增压室侧的所述增压室和所述传动室侧的所述传动室一同形成；一活塞，该活塞在所述外壳中的圆筒中适于使隔膜往复运动以获得动力冲程和吸液冲程，所述圆筒形成所述传动室的一部分，所述活塞包括用于在所述液压流体储油池和所述传动室之间液压流体的流体连通通道和在所述通道中的阀门，该阀门可选择地使液压流体在所述阀门打开时可以从所述液压流体储油池流到所述传动室中；以及用于所述传动室的防过度充满元件；其中所述防过度充满元件保护所述隔膜，使之不会因为所述传动室中充入了超过最大充满量的液体而达到过度充满状态，从而有超出设计限制的变形。
2.如权利要求1所述的隔膜泵，其特征在于，所述流体连通通道是第一流体连通通道，且所述阀门包括进口阀，所述防过度充满元件包括第二流体连通通道及出口阀，该流体连通通道是用于所述传动室和所述液压流体储油池之间液压流体的，该出口在所述第二连通通道中，在所述出口阀打开时，所述第二连通通道允许液压流体可选择地从所述传动室流到所述液压流体储油池。
3.如权利要求1所述的隔膜泵，其特征在于，所述阀门包括滑阀，所述滑阀可移动地与所述活塞和所述隔膜连接，所述防过度充满元件包括所述活塞，该活塞具有用于所述滑阀的机械止档块，从而使所述传动室无法达到会使所述隔膜变形超出设计限制的过度充满状态。
4.如权利要求1所述的隔膜泵，其特征在于，包括一弹簧，该弹簧通过将所述弹簧的第一端与所述隔膜连接，且所述弹簧的第二端由所述活塞支承以与活塞一起运动，将所述隔膜从所述增压室推开，所述弹簧具有从以下公式得到的弹簧常数k＝Ap(Ps-Pn)/d0其中Ap＝活塞面积，d0＝充满距离，Ps＝泵的设计抽吸压差，Pn＝泵的中间工作压差，并且其中设计抽吸压差范围是在8.4到14.7psia之间，而中间工作压差范围是0到8psia。
5.如权利要求4所述的隔膜泵，其特征在于，所述防过度充满元件为所述弹簧，该弹簧的尺寸设置成恰好在所述传动室达到所述最大充满状态前完全闭合。
6.一种从马达获得驱动动力的隔膜泵，包括一外壳，该外壳具有适于容纳所要抽吸的特定流体的增压室、适于容纳特定液压流体的传动室以及液压流体储油池；一隔膜，该隔膜具有传动室侧和增压室侧，所述隔膜由所述外壳支承，且与所述外壳、所述增压室侧的所述增压室和所述传动室侧的所述传动室一同形成；一活塞，该活塞在所述外壳中的圆筒中适于使隔膜往复运动以获得动力冲程和吸液冲程，所述圆筒形成所述传动室的一部分，所述活塞包括在所述液压流体储油池和所述传动室之间的第一和第二连通通道的部分，在所述第一连通通道中有第一进口阀系统，且在所述第二连通通道中有第二出口阀系统；其中所述第一和第二连通通道和所述第一和第二阀门系统在所述传动室中保持合适量的液压流体，以防止所述活塞在所述动力冲程和所述吸液冲程中移动时所述隔膜变形超出设计限制。
7.如权利要求6所述的隔膜泵，其特征在于，所述第一进口阀系统包括第一进口阀孔和第二进口止回阀，而所述第二出口阀系统包括第一出口阀孔和第二出口止回阀。
8.如权利要求7所述的隔膜泵，其特征在于，所述活塞包括带有通道的基座部件，该通道形成所述第一和第二连通通道的一部分，且所述第一进口和出口阀孔包括一共用的滑阀，所述滑阀可以自由地在所述通道中移动，所述滑阀与所述隔膜连接所述第一进口阀孔包括在所述基座部件中的第一进口端口，所述滑阀可选择地在所述通道中移动，以分别打开所述第一进口和出口端口中的一个，而打开所述第一进口和出口阀孔中的一个，从而使液压流体能从中通过。
9.一种从马达获得驱动动力的隔膜泵，包括一外壳，该外壳具有适于容纳所要抽吸的特定流体的增压室、适于容纳特定液压流体的传动室以及液压流体储油池；一隔膜，该隔膜具有传动室侧和增压室侧，所述隔膜由所述外壳支承，且与所述外壳、所述增压室侧的所述增压室和所述传动室侧的所述传动室一同形成；一活塞，该活塞在所述外壳中的圆筒中适于使隔膜往复运动以获得动力冲程和吸液冲程，所述圆筒形成所述传动室的一部分；用于从所述液压流体储油池向所述传动室提供液压流体的装置；以及用于防止所述传动室变得过度充满液压流体、保护所述隔膜、使之不会因为所述传动室中充入了超过最大充满量的液体而有超出设计限制的变形的装置。
全文摘要
一种隔膜泵，它可解决由于油传动室中的过度充满而导致的隔膜故障的问题。它设置有一种形式为机械止档块、完全闭合的卷簧、或阀门系统、或其它类型的防过度充满元件。
文档编号F04B43/073GK1788162SQ200480012963
公开日2006年6月14日 申请日期2004年5月13日 优先权日2003年5月16日
发明者K·E·莱哈克, R·D·亨布里 申请人:旺纳工程股份有限公司