CN1781015A - 隔膜泵 - Google Patents

Abstract

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及无法自吸液的问题。在圆筒表面的上部设有一槽，从而可以将空气压回储油池。此外，与隔膜连接并由活塞支承的偏压弹簧由会产生可克服不正常吸气压力的偏压力的弹簧常数而变强。

Description

隔膜泵

技术领域

本发明主要涉及一种改进了的隔膜泵，并且尤其涉及一种隔膜泵，它用于当隔膜的液体侧已灌注且隔膜的抽液侧处于相对较高真空度的状态的情况下、以及隔膜的液体侧没有灌注的另一种情况下。

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。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。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与储油池(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的传动室一侧的顶部86处。基座板88在隔膜34的充液室一侧，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100的最远行程延伸到端部56。在通道104中的端部56中形成有止回阀102，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102由槽100与阀口98流体连通。当阀门打开时，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)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。由于压力基本上是平衡的、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。由于压力基本上是平衡的，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，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，因此除了泄漏外，还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逐出泄漏的量。然而，由于球形止回阀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。

传统的泵20还有的问题是滑阀84可以粘住垫圈，具体是在阀口98开口边缘处。在此类情况下，隔膜34会包裹住基座板，因而压迫和/或收缩隔膜材料。

传统的泵20还有另一个问题是容量效率不够。这是因为在活塞周围没有足够大的油(和空气)的旁路泄漏，以将空气从传动室中清除出去。在此情况下，随着越来越多的空气积聚在传动室中，效率也降低了。发生这种容量效率的下降是因为活塞重复压缩和减压在传动室中的过剩空气。由于空气压力将隔膜冲程从纯正弦波形式转化为方波形式，造成越来越严重的压力脉动。这一直接后果就是泵的出口压力波动增加，这对隔膜泵来说是不希望看到的特性。

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。

圆筒形成传动室的一部分。当泵被导向而使圆筒基本水平时，活塞在圆筒中随着圆筒纵向运动，圆筒具有有着上部的表面。摆板和第一弹簧协同使活塞往复运动。摆板由马达驱动。第一弹簧可在外壳和活塞之间被压缩。通过将第二弹簧的第一端与隔膜连接，且第二弹簧的第二端由活塞支承以与活塞一起运动，第二弹簧将隔膜从增压室推开。液压流体的流体连通通道在液压流体储油池和传动室之间形成。在流体连通通道中的阀使得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中。在圆筒表面的上部形成排气口。这样，可将传动室中的空气从传动室通过圆筒中的排气口推出，从而加强留在传动室中的流体质量，并使泵自吸液。

这样，本发明揭示了一种新颖的隔膜泵，它在泵的每一次循环中将少量收集的空气和油通过排气口“吐”出。它只在没有大的压力冲击发生的点上进行。在圆筒中只有非压缩油提供“可靠”位移来改善泵的油测量、体积效率和出口压力稳定性。将空气去除避免了有滞留空气积聚而引起的问题，这包括无法自吸液。这可使最后的组装、最后的测试和用户的操作得到简化。本发明保持了美国专利3775030所描述的偏压油驱动。然而，本发明揭示了对强偏压弹簧的使用。这样在高真空状态下，偏压弹簧使驱动油压力保持在其气化压力以上，这避免了油的气穴现象，且(2)偏压弹簧可克服在增压室中的吸力，并可防止油过度充满传动室(因此隔膜不会发生故障)。

这样，此处所描述的改进可优化隔膜泵的稳定性和效率。

附图说明

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；

图6是第一个替代实施例的局部横截面图；

图7是第二个替代实施例的局部横截面图；

图8是活塞/圆筒组件的分解横截面图；

图9(a)-9(f)是示出了具有高弹簧常数偏压弹簧的隔膜泵的局部横截面图；

图10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11是说明根据本发明的偏压弹簧的弹簧常数范围的曲线图；以及

图12(a)-12(f)是具有排气槽的隔膜泵的局部横截面图，并示出了自灌注。

具体实施方式

本发明是对上述传统隔膜泵的改进。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。

参见图5，本发明以泵110的形式实施。外壳112包括同外壳24的部分38、40类似的部分38、114。部分114包括形式为槽116、形成于圆筒120表面的上部118上的排气口，圆筒120类似于圆筒47。槽116提供传动室44和储油池(未示出)之间的流体连通。虽然槽116是显示为在活塞46位于可以达到的最右面时从圆筒120中的活塞46跨越延伸，即基座板88接触外壳部分38的壁122，但在优选实施例具有只是经过活塞的前向运动半程的槽。这样，在输出冲程的后半程和吸液冲程的前半程活塞将“关闭”槽。槽只在吸液冲程的中点前打开来排出空气和油，并且保持打开状态直到通过了输出冲程的中点为止。经验证明，这可以提供所需的简单吸液并使泄漏最少。槽116向左延伸到外壳部分114的端部124，在那里它向着储油池开口。

还要注意的是，泵10具有明显更强的偏压弹簧126。明显更强的偏压弹簧126和槽116结合，导致实际上消除了在隔膜的充液侧发展形成高真空情况后引起的隔膜故障，且还导致传动室中液压流体中空气的减少，因而使泵110可以达到自吸液。

图6示出了本发明的第一个实施例。泵127示出有槽128，除了槽128并不全程延伸到端部124以外，类似于槽116。不过，在所述外壳部分140中有径向延伸的通道130从端部124附近的槽128的端部延伸到O形环槽132。在槽132中设有O形环。

槽132中的O形环134充当止回阀。只要传动室44中的压力足够，该压力将从通道130微微打开O形环134，以使空气/油排入储油池(未示出)中。在此实施例中，流体只从槽128、通道130以及O形环和槽132组成的止回阀排出，这与泵110通过槽116的双向流相反。

图7示出了本发明的第二个实施例。泵129示出有通道131，它从圆筒120的上部118伸出。通道131通过外壳137的部分135的壁133延伸。通道131提供传动室44和储油池(未示出)之间的流体连通。较佳地，通道131径向和垂直延伸。较佳地，通道131同样是经过活塞46前向运动的半程。这样，在输出冲程的后半程和吸液冲程的前半程活塞46将“关闭”通道。该通道将只在吸液冲程的中点前打开来排出空气和油，并且保持打开状态直到通过了输出冲程的中点为止。这样，通道131可提供和槽116相同的功能。

图8示出了与所有实施例相关的本发明的另一个特征。阀套136包括轴向定位从而与阀口140相交的圆周槽138。没有槽138，在制作径向阀口开口就会产生毛边。如果有毛边，那么滑阀84会被毛边挂住，从而滑阀就粘住。在此类情况下，隔膜34会包裹住基座板88，并受压和/或被夹紧。通过形成这一圆周槽138，就消除了产生这一毛边的可能。

图9(a)-9(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10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10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，在传统的思维下，提供了一种弱弹簧，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10中显示为线140。然而，如上结合图4(a)-(f)所述的那样，如果供应工艺流体的管线被阻塞(比如过滤器脏了)，传统的泵会有隔膜故障的问题。这样，根据本发明，考虑了两个参考点。第一个参考点发生在图5中的阀口121或图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，负压将不断地使油进入传动室，而这也并不是所希望的，那么，当然，最小值是0。使用以上讨论的传统的泵的经验表明，3psi工作良好。稍稍大一些，如超过4psi是可以接收的。参考点1在图10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，为了解决在泵的增压室高真空条件下隔膜故障的问题，认为有必要大致满足在正常条件下的参考点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10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。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9(a)-9(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9(a)-9(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9(a)-9(f)与图4(a)-4(f)类似。

在图9(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121，并且稍稍挤压偏压弹簧126。

参见图9(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146的强偏压弹簧。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9(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10中的参考点2)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9(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126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46一起运动。

在图9(e)所示的中间冲程中，止回阀102保持关闭，且强弹簧126偏压以造成流出传动室的泄漏，而不是流入。

输出冲程如图9(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126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10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126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英寸或更低汞柱下位置保持数个小时，然后升到20英寸更高汞柱或直到出现故障或试验结束为止。

                            表1

试验	序列号	弹簧常数	运行时间	结果
					1	141849	43.1lb/in	97小时	破裂
2	141849	43.1	55	破裂
					评论：发现毛边；将阀套内部的毛边清理掉
3	141849	43.1	106	破裂
					4	142132	53.7	106	完好
5	？	53.7	124	完好
					6	142131	53.7	214	完好

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11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同活塞面积一样的。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＝A_p(P_s-P_n)/d₀

其中k是弹簧常数，

A_p是活塞面积，

d₀是充满距离，

P_s是设计抽吸压差，

P_n是中间工作压差。

基于上述的试验，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4psia。

在图10和11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。另一方面，短弹簧也有负面影响。较短的弹簧不能在最初启动前将空气完全从传动室中排出。增加的空气使得充分灌注传动室44变得困难。在此情况下，必须将泵拆开对每一个传动室进行人工吸液或真空吸液。此外，有时在油中的空气积聚并无法排出时，泵会无法吸液。为了解决这些不利影响，开发出了槽116。槽116是用于排放空气的机构。图12(a)-12(f)示出了具有槽116来将空气排出的泵的工作情况，该泵还提供了可以使泵自吸液的优点。

在图12(a)中，吸液冲程开始。传动室44中有剩余的空气。油流经打开的阀口98并将空气推到圆筒47的高点。随着吸液冲程开始，更多的油要经过止回阀32和阀口98进入，但强偏压弹簧126使隔膜32随着活塞46运动。

在图12(b)所示的中间冲程中，有更高的吸力，从而将隔膜32拉到左边将阀口121关闭。强偏压弹簧126抵抗住过度的压缩，从而使隔膜32基本随着活塞46运动。

如图12(c)所示，当活塞46位于结束冲程(BDC)附近时，在增压室106中仍有高吸力。强弹簧可限制隔膜柱塞42和隔膜34走得太往左边，并使传动室44中的压力上升以防止油过度充满。

随着图12(d)所示的输出冲程开始，活塞46开始向左运动，同时止回阀32关闭，且在传动室44中建立起压力。传动室44中在上升中的压力将空气推出槽116。

在图12(e)所示的中间冲程中，传动室44中的压力在储油池压力之上，并且继续将空气通过槽116推出。

如图12(f)所示，在输出冲程的结尾，隔膜34随着活塞46向左运动而向左运动。在传动室44中的大多数空气已被排出。随着之后的吸液和输出冲程的进行，所有的空气被排出，泵立即自己进行自吸液。

槽116可以是正方形、半球形、三角形或任何形状。槽116必须足够大以使空气可以非常快地被排出，但又不能大到影响泵的效率。通常，1％的泵效率的损失是可以接受的。对于具体的泵，需要计算同1％的效率损失等价的槽116的横截面积。

如更早所描述的那样，应该将槽116放在圆筒120的顶部，从而使之位于空气聚集的点上。槽116应足够长，从而使之至少在活塞冲程的一部分处暴露于受压的油区。它可以延伸到活塞行程的终点，从而使之暴露于整个冲程。最好的实施方式是只让它暴露于冲程的半程。槽的尺寸必须足够大足够大以使空气快速通过，而且又要足够小以防止油通过，从而使泵的性能不会显著下降。

对于大多数泵，槽116的横截面积应约为0.0002平方英寸，且高约0.017英寸。为了将空气有效地清除，横截面积应大于0.00005平方英寸。最大横截面积约为0.003平方英寸。槽截面的高和宽都应大于0.005英寸。

本发明中改进后的泵导致可靠性的改善，因为消除了由无意的传动室液压油过度充满而造成的隔膜过早破裂。改进后的泵导致输出效率和平滑性的提高，因为由于在正常工作时传动室中的空气更少，从而可以连续利用隔膜冲程的全长。与传动室和储油池相关，本发明的泵具有改善了的油/空气测量能力，从而传动室中的油始终保持高质量，并使液压系统保持“最强”状态，而无论泵的进口和出口情况如何。本发明的泵可自吸液并可避免在工作过程中的任何吸液损失。这样，本发明的泵与传统的隔膜泵相比有显著提高。

以上的说明、例子和数据提供了对本发明的组成部分生产和使用的完整描述。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。

Claims (12)

1、一种从马达获得驱动动力的隔膜泵，所述泵包括：

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，且置于所述增压室和所述传动室之间，并适于向着增压室和离开所述增压室作往复运动；

一活塞，该活塞在所述外壳中的圆筒中适于隔膜在动力冲程和吸液冲程之间的往复运动，所述圆筒形成所述传动室的一部分，当所述泵被导向而使所述圆筒基本水平时，所述活塞在所述圆筒中随着所述圆筒纵向运动，所述圆筒具有有着上部的表面；

所述液压流体储油池和所述传动室之间液压流体的一流体连通通道，以及在所述通道中的阀，该阀使得液压流体在所述阀打开时可选择地从所述液压流体储油池流到所述传动室中；以及

在所述圆筒表面的上部所形成的排气口；

其中将所述传动室中的空气从所述传动室通过所述圆筒中的所述排气口推出，从而加强留在传动室中的流体质量，并使泵自吸液。

2、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＝A_p(P_s-P_n)/d₀

其中A_p＝活塞面积，

d₀＝充满距离，

P_s＝泵的设计抽吸压差，

P_n＝泵的中间工作压差，

并且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4psia。

3、如权利要求1所述的隔膜泵，其特征在于，所述排气口是形成于所述圆筒表面的上部的纵向槽。

4、如权利要求3所述的隔膜泵，其特征在于，所述槽在向所述液压流体储油池开口之前结束，所述外壳具有通过它从所述槽延伸到所述储油池的通道，所述通道包括一止回阀。

5、如权利要求4所述的隔膜泵，其特征在于，所述止回阀由一O形环槽和在所述槽中的一O形环形成，所述通道在所述槽中、在所述外壳上与所述槽相对的一侧结束。

6、如权利要求1所述的隔膜泵，其特征在于，所述活塞具有一端部，且在活塞完成动力冲程时，所述槽在到达活塞端部之前结束。

7、如权利要求1所述的隔膜泵，其特征在于，槽具有大于0.00005平方英寸小于0.003平方英寸的横截面积。

8、如权利要求6所述的隔膜泵，其特征在于，槽具有都大于0.005英寸的高和宽。

9、如权利要求1所述的隔膜泵，其特征在于，所述圆筒具有作为所述外壳一部分的壁，并且所述排气口是经过所述壁的通道，它提供从所述圆筒表面上部到所述液压流体储油池的流体连通。

10、如权利要求9所述的隔膜泵，其特征在于，通道具有大于0.00005平方英寸小于0.003平方英寸的横截面积。

11、如权利要求10所述的隔膜泵，其特征在于，通道具有大于0.005英寸的直径。

12、一种从马达获得驱动动力的隔膜泵，所述泵包括：

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，且置于所述增压室和所述传动室之间，并适于向着增压室和离开所述增压室作往复运动；

一活塞，该活塞在所述外壳中的圆筒中适于隔膜在动力冲程和吸液冲程之间的往复运动，所述圆筒形成所述传动室的一部分，所述活塞在具有表面的所述圆筒中随着所述圆筒纵向运动；以及

所述液压流体储油池和所述传动室之间液压流体的一流体连通通道、以及在所述通道中的阀，该阀使得液压流体在所述阀打开时可选择地从所述液压流体储油池流到所述传动室中，所述阀具有在所述圆筒的表面中的阀口，所述圆筒的表面包括与所述阀口相交的圆周槽，其中所述槽使所述活塞更顺利地运动通过所述阀口。

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