ДИАФРАГМЕННЫЙ НАСОС Российский патент 2007 года по МПК F04B43/02 G01M19/00 

Область техники

Настоящее изобретение относится, в общем, к усовершенствованному диафрагменному насосу и более конкретно к усовершенствованному диафрагменному насосу, который используется в условиях, когда часть гидравлического привода диафрагмы заполнена, а перекачивающая часть диафрагмы находится при сравнительно высоком разрежении, и других условиях, когда часть гидравлического привода диафрагмы не заполнена.

Предшествующий уровень техники

Известные диафрагменные насосы, использующие вращательное движение привода, с использованием масла для подпора/привода диафрагмы, являются насосами высокого давления, которые принципиально способны перекачивать многие трудноперекачиваемые текучие среды, поскольку движущиеся поршни или уплотнения не находятся в перекачиваемой текучей среде, что приводило бы к их быстрому износу. Диафрагма полностью изолирует насос от окружающей среды (перекачиваемой текучей среды), защищая, таким образом, насос от загрязнения.

Общий вид диафрагменного насоса 20 приведен на фигуре 1. В насосе 20 имеется приводной вал 22, жестко фиксируемый в корпусе 24 насоса большим коническим роликоподшипником 26 на заднем конце вала и подшипником меньших размеров (не показан) на переднем конце вала. Между другой парой больших подшипников (не показаны) имеется угловой кулачок или наклонный диск 28. При вращении вала закрепленный на нем наклонный диск обеспечивает преобразование вращательного движения в линейное перемещение. Три узла поршня 30 (показан только один узел поршня) попеременно перемещаются наклонным диском 28. Как будет показано ниже, каждый поршень находится в кожухе, содержащем цилиндр, таким образом, что кожух заполнен маслом. Шаровой запорный клапан 32 в нижней части узла поршень/цилиндр 30 обеспечивает поступление масла в кожух из резервуара 27 (наклонный диск 28 находится в резервуаре) во время такта всасывания. Во время такта нагнетания насоса масло, содержащееся в кожухе, оказывает давление на заднюю поверхность диафрагмы 34, и по мере движения наклонного диска заставляет диафрагму выгибаться вперед, обеспечивая тем самым такт нагнетания. В идеале в насосе должно уравновешиваться гидравлическое давление с обеих сторон мембраны во всем диапазоне расчетных давлений. Как будет показано ниже, на практике это требование выполняется в известных насосах не для всех режимов. Каждая диафрагма имеет отдельную насосную камеру, которая содержит узлы всасывающего и нагнетательного клапанов 36, 37 (см. также фигуру 2). При отходе диафрагмы назад перекачиваемая текучая среда поступает в насос через общий входной штуцер и проходит через один из всасывающих клапанов. В такте нагнетания диафрагма выталкивает перекачиваемую жидкую среду через нагнетательный клапан и далее через общий выходной штуцер. Диафрагмы, разнесенные на 120° друг от друга, работают последовательно для обеспечения постоянного потока, практически без импульсов, перекачиваемой текучей среды.

Более детальный вид сечения части диафрагменного насоса 20 приведен на фигуре 2. Диафрагма 34 зафиксирована между двумя частями 38, 40 корпуса 24. Диафрагма 34 отделяет перекачивающую часть насоса от части гидравлического привода насоса, заполненной маслом. Узел приводного поршня 30, содержащий плунжер 42 диафрагмы, находится внутри кожуха, заполненного маслом, который выполняет функцию приводной камеры 44. Запорные клапаны 32 в поршне 46 отделяют приводную камеру 44 от резервуара с маслом (не показан). Наклонный диск 28 (на фигуре 2 не показан) соприкасается с подушкой 48 для приведения в движение поршня 46. Стрелка 49 показывает общее направление движения кулачка или наклонного диска. Когда поршень и диафрагма заканчивают ход вперед или такт нагнетания, конец 50 поршня 46 находится в верхней мертвой точке (TDC). Когда поршень и диафрагма отошли в такте всасывания, конец 50 поршня 46 находится в нижней мертвой точке (BDC).

Поршень 46 совершает возвратно-поступательные движения в цилиндре 47. Поршень 46 имеет секцию гильзы 52, которая формирует его внешнюю стенку. Секция гильзы 52 содержит гильзу 54 и конечную часть 56, на которой имеется подушка 48, соприкасающаяся с наклонным диском. Внутри гильзы 54 имеется основная часть 58. Основная часть 58 содержит первое основание 60, которое соприкасается с конечной частью 56 и содержит уплотнительные элементы 62 для обеспечения уплотнения между первым основанием 60 и гильзой 54.

Основная часть 58 также содержит второе основание 64 на конце, противолежащем первому основанию 60. Первое и второе основания 60 и 64 связаны соединительной стенкой 66. В качестве возвратной пружины 68 поршня используется цилиндрическая пружина, которая проходит от первого основания 60 до упора 70 диафрагмы, являющегося частью корпуса 24 насоса. Корпус 72 клапана находится внутри основной части 58 и проходит между вторым основанием 64 и конечной частью 56. Уплотнения 74 обеспечивают уплотнение между корпусом 72 клапана и соединительной стенкой 66 возле второго основания 64.

Конец 76, противолежащий концевой части 56 секции гильзы 52, является открытым. Аналогично, конец 78 корпуса 72 клапана является открытым. Второе основание 64 имеет проход 80 для приема штока 82 плунжера 42.

Плунжер 42 диафрагмы имеет золотник 84 клапана, размещенный внутри корпуса 72 клапана вместе со штоком 82, проходящим сквозь проход 80 от золотника 84 клапана до головки 86 на стороне приводной камеры диафрагмы 34. На стороне насосной камеры диафрагмы 34 находится опорная пластина 88, которая используется для крепления диафрагмы к головке 86 с помощью винта 90, который ввинчивается в полую часть 92 плунжера 42. Полая часть 92 проходит по оси от одного конца плунжера 42 к другому концу. Винт 90 ввинчивается в дно диафрагмы. Конец поршня полой части 92 является открытым. В штоке 82 обеспечиваются радиальные отверстия 94. Между вторым основанием 64 и золотником 84 клапана имеется цилиндрическая пружина смещения 96. В стенке корпуса 72 клапана обеспечивается золотниковый канал 98 клапана. В соединительной стенке 66 от крайнего положения золотникового канала 98 клапана до конечной части 56 тянется проточка 100. В конечной части 56 в проходе 104, обеспечивающем проход текучей среды в резервуар (не показан), имеется запорный клапан 102. Таким образом, обеспечивается канал для текучей среды от резервуара (не показан) и запорного клапана 102 через проход 104 к золотниковому каналу 98 клапана по проточке 100. Далее, когда золотниковый клапан открыт, имеется дальнейший проход через пространство, в котором находится цилиндрическая пружина 96, и затем через одно из радиальных отверстий 94 и через продольную полую часть 92 плунжера 84. Далее имеется проход для текучей среды из полой части 92 через другие радиальные отверстия 94 в различные части приводной камеры 44. Полый проход 92 и радиальные отверстия 94 обеспечивают проход для текучей среды из части приводной камеры 44 рядом с диафрагмой 34 к части приводной камеры 44 внутри корпуса 72 клапана поршня 30. Приводная камера также охватывает пространство, занимаемое возвратной пружиной 68 поршня.

На перекачивающей стороне диафрагмы 34 имеется узел всасывающего клапана 36, который открывается во время такта всасывания, когда в насосной камере 106 создается разрежение. Также имеется запорный клапан 37, который открывается во время такта нагнетания, когда в насосной камере 106 создается давление.

На фигурах 3А-3F иллюстрируется действие обычных насосов 20 при нормальных, стандартных рабочих условиях при использовании обычной пружины смещения 96. Иллюстрируется работа при обычных давлениях. Показаны обычные направления для кулачка или наклонного диска (на фигурах 3A-3F не показаны). Давление при всасывании меньше, чем 14,7 psia (101,3 кПа). Давление при нагнетании больше, чем 14,7 psia (101,3 кПа). Разница давлений с обеих сторон диафрагмы 34 устанавливается, примерно, 3 psi (20,7 кПа).

Такт всасывания начинается в конце такта нагнетания (см. фигуру 3А). При указанных условиях давление в насосной камере сразу же падает от величины, которая была при высоком давлении, например 120 psia (827 кПа), до 10 psia (68,9 кПа). Давление в гидравлической приводной камере равно 13 psia (89,6 кПа), что меньше давления 14,7 psia (101,3 кПа) в резервуаре. Поршень 30 находится в верхней мертвой точке и начинает движение в направлении нижней мертвой точки. Пружина смещения 96 моментально перемещает плунжер 42, и в частности золотник 84 клапана, направо для открывания золотникового канала 98. Поскольку давление в приводной камере меньше, чем давление в резервуаре, запорный клапан 32 открывается, и масло поступает из резервуара в приводную камеру для того, чтобы восполнить утечку во время предыдущего такта нагнетания. То есть при давлении такта нагнетания из-за достаточных зазоров между частями поршня масло вытекает из приводной камеры обратно в резервуар. Таким образом, необходимо восполнять масло в приводной камере во время такта всасывания так, чтобы там было достаточно масла для эффективного обеспечения давления в следующем такте нагнетания.

На фигуре 3В показана конфигурация в середине такта. Небольшое разрежение в насосной камере, которое, как показано, должно быть равно 10 psia (68,9 кПа), удерживает диафрагму 34 и золотник 84 в левом положении, в то время как поршень 30 перемещается направо, закрывая, таким образом, золотниковый канал 98. Поскольку давления почти равны, и диафрагма 34 перемещается направо с поршнем 30, насосная камера заполняется перекачиваемой текучей средой.

Как показано на фигуре 3С, перекачиваемая текучая среда продолжает поступать по мере того, как диафрагма 34 перемещается вправо. Золотниковый канал 98 клапана остается закрытым. Имеет место лишь очень малый приток масла из резервуара (не показан) в приводную камеру 44, поскольку давления почти одинаковы. Таким образом, происходит нормальное заполнение камер с обеих сторон диафрагмы.

Когда поршень 30 достигает нижней мертвой точки, такт всасывания завершается, и начинается такт нагнетания, как показано на фигуре 3D. Давление в приводной камере мгновенно увеличивается, например, от 13 psia (89,6 кПа) до 123 psia (848 кПа). Аналогично, давление в насосной камере мгновенно увеличивается, например, от 10 psia (68,9 кПа) до 120 psia (827 кПа). Наклонный диск начинает перемещать поршень 30 влево, что приводит к нарастанию давления. Запорные клапаны 32 закрываются. Диафрагма 34 перемещается поршнем вместе с объемами масла и перекачиваемой текучей среды и выталкивает перекачиваемую текучую среду.

В промежуточном положении такта нагнетания, как показано на фигуре 3Е, продолжается выталкивание текучей среды. Некоторая утечка масла благодаря зазорам между поршнем и цилиндром может перемещать золотник 84 клапана плунжера 42 диафрагмы вправо так, что открывается золотниковый канал 98 клапана. Однако запорные клапаны 32 закрыты и, таким образом, запирают масло в приводной камере 44 (не считая упомянутой утечки).

Такт нагнетания заканчивается в положении, показанном на фигуре 3F. Заполненная приводная камера 44 обеспечивает перемещение диафрагмы 34 влево, выталкивая перекачиваемую текучую среду. Нормальная работа, как показано на фигурах 3А-3F, вызывает лишь небольшие напряжения в диафрагме 34.

Однако проблема обычных диафрагменных насосов связана с внезапным разрывом диафрагмы при определенных рабочих условиях. Диафрагма может выйти из строя быстрее, чем рассчитано, или гораздо чаще, чем другие части насоса. Такая неисправность приводит к загрязнению перекачиваемой текучей среды рабочим маслом. Рабочие условия, которые чаще всего приводят к неисправности, - это высокий уровень разрежения на входе при соответствующем низком давлении на выходе. Это ожидаемая ситуация для типичной насосной системы, когда входной фильтр начинает забиваться. В этом случае засорение фильтра требует высокого разрежения для того, чтобы засасывать перекачиваемую текучую среду через фильтр. В то же время уменьшение объема перекачиваемой текучей среды приводит к падению выходного давления. Это создает ситуацию, когда высокое разрежение в насосной камере уменьшает давление во время такта всасывания в приводной камере так, что приводная камера «требует большей подачи масла», и поэтому поступающее масло переполняет приводную камеру, и это происходит без соответствующего уравновешивающего высокого давления для выталкивания масла во время такта нагнетания. Переполнение масла «вдувает» диафрагму в канал клапана текучей среды до тех пор, пока диафрагма не разорвется. Кроме того, для быстроходного насоса, в котором давление быстро меняется на разрежение, закрытия быстродействующего клапана вызывают импульсные броски давления, так называемые гидравлические удары Жуковского. Импульсные броски состоят из волн давления текучей среды или акустических волн и их гармоник. Указанные импульсные броски давления могут «затребовать» приток масла в приводной поршень в тот момент, когда в этом нет необходимости. Это может снова вызвать переполнение и привести к повреждению диафрагмы. На фигурах 4А-4F иллюстрируется режим неисправности в связи с переполнением.

На фигуре 4А показано положение, из которого начинается такт всасывания. Поскольку предполагается, что входная часть для перекачиваемой текучей среды забита или заблокирована, только низкое давление было создано во время такта нагнетания. Например, давление в насосной камере 106 было 14 psia (96,5 кПа) и уменьшается до 10 psia (68,9 кПа), как это показано на фигуре 3А. Однако всасывание быстро увеличивает разрежение так, что давление в насосной камере 106 падает, например, до 3 psia (20,7 кПа), как показано на фигуре 4В. Диафрагма 34 и плунжер 42 находятся слишком далеко слева, удерживая золотниковый канал 98 клапана в закрытом положении, а пружину смещения 96 в сжатом состоянии. Происходит только кратковременное поступление масла через запорные клапаны 32, золотниковый канал 98 клапана и различные проходы в штоке 82.

В середине такта всасывания, как показано на фигуре 4В, любое перемещение диафрагмы вправо вызывает повышенное разрежение в насосной камере 106, которое стремится удержать диафрагму 34 и плунжер 42 в левом положении, в то время как поршень 46 перемещается вправо. Золотниковый канал 98 клапана закрыт, однако, тем не менее, из-за низкого давления, например 6 psia (41,4 кПа), возникшего в приводной камере 44, имеется приток масла из резервуара (не показан) в приводную камеру 44 благодаря зазорам в системе. Слабая пружина смещения 96, используемая в известных диафрагменных насосах, позволяет плунжеру 42, и в особенности золотнику 84 клапана, оставаться слишком смещенными влево, что приводит к возникновению и поддержанию пониженного давления в приводной камере 44.

Как показано на фигуре 4С, в конце такта всасывания плунжер 42 и диафрагма 34 остаются слишком смещенными влево, и низкое давление в приводной камере 44 продолжает вызывать приток, и после многих таких тактов приводная камера 44 приходит в состояние переполнения маслом перед началом такта нагнетания.

Положение в начале такта нагнетания показано на фигуре 4D. Поршень 46 начинается перемещаться влево. Поскольку в насосной камере 106 низкое давление, в приводной камере 44 не создается давление почти до самого конца такта нагнетания.

В середине такта нагнетания, как показано на фигуре 4Е, приводная камера 44, переполненная маслом, перемещает диафрагму 34 и золотник 84 клапана влево с одинаковой скоростью. Когда опорная пластина 88 и диафрагма 34 достигают стенки 108 в насосной части насоса, давление в приводной камере 44, наконец, увеличивается. Малый период времени, в течение которого давление больше, чем давление в резервуаре, которое равно 14,7 psia (101,3 кПа), недостаточен для того, чтобы масло перетекло обратно в резервуар из приводной камеры 44, чтобы скомпенсировать приток масла во время такта всасывания. Таким образом, диафрагма 34 деформируется из-за переполнения приводной камеры 44. Слабая пружина 96 сжата.

Окончание такта нагнетания представлено на фигуре 4F. Переполненная приводная камера 44 полностью прижимает опорную пластину 88 к стенке 108, и диафрагма 34 растягивается в отверстие узла нагнетательного клапана 37. Быстрое повышение давления в этот момент в приводной камере 44, в конечном счете, приводит к тому, что диафрагма 34 разрезается различными поверхностями, к которым она прижимается, или к ее разрыву. Происходит отказ насоса. В результате возможно загрязнение узла поршня 30 перекачиваемой средой и загрязнение перекачиваемой текучей среды маслом.

Таким образом, когда в насосной камере насоса возникает высокое разрежение (то есть забитый фильтр или закрытый всасывательный клапан), диафрагма не перемещается вместе с поршнем. Это необязательно приводит к возникновению проблемы, поскольку золотник 84 и золотниковый канал 98 клапана закрываются. Однако в случае существования такой ситуации в течение продолжительного времени приток масла между золотником и золотниковым каналом клапана в сочетании с перетеканием масла между поршнем и корпусом приводит к переполнению маслом приводной камеры. В такте нагнетания давление должно быть достаточно высоким для того, чтобы вытолкнуть обратно объем поступившего масла. Однако оно может выталкивать масло только между поршнем и корпусом, поскольку запорные клапаны 32 предотвращают любой отток через золотниковый канал клапана. Поскольку вход насоса блокирован, и в насос не поступает достаточное количество перекачиваемой текучей среды, давление в такте ее выталкивания и/или в части такта будет низким. Экспериментальным путем было установлено, что избыточное давление на выходе должно быть больше 100 psig (689 кПа) для того, чтобы отводилось такое же количество масла, как и то, что поступило. Если в насосе не осуществляется отвод из приводной камеры такого же количества масла, как и то, что поступило, добавляемый объем масла под действием приводного поршня приводит к раздуванию диафрагмы так, что она входит в каналы и щели и разрывается.

Проблемы известных насосов 20 также связаны с тем, что золотник 84 клапана может цепляться за заусенцы, в особенности на краях золотниковых каналов 98. В этом случае диафрагма 34 будет заворачиваться вокруг опорной пластины 88, что приводит к напряжениям в материале диафрагмы. Кроме того, для известных насосов 20 существует проблема, связанная с объемными потерями. Это происходит, потому что недостаточное количество масла (и воздуха) проходит через поршень для удаления воздуха из приводной камеры. При этом объемный коэффициент полезного действия падает по мере того, как все больше и больше воздуха аккумулируется в приводной камере. Уменьшение объемного коэффициента полезного действия происходит, поскольку избыток воздуха, задержанный в приводной камере, циклически сжимается поршнем. Это приводит к все более сильным пульсациям текучей среды, потому что компрессия воздуха изменяет форму хода диафрагмы от чисто синусоидальной на почти квадратную. Непосредственным результатом является увеличение колебаний давления на выходе насоса, что является нежелательным для диафрагменных насосов.

Существо изобретения

Настоящее изобретение относится к диафрагменному насосу, в котором в качестве привода используется двигатель. Насос имеет корпус, в котором размещаются: насосная камера, предназначенная для заполнения текучей средой, которая должна перекачиваться (перекачиваемая текучая среда), приводная камера, предназначенная для заполнения гидравлической текучей средой (масло), и резервуар для гидравлической текучей среды. Насос имеет диафрагму, имеющую сторону приводной камеры и сторону насосной камеры. Диафрагма фиксируется в корпусе, размещена между приводной и насосной камерами и приспособлена для возвратно-поступательного движения по отношению к насосной камере. Насос имеет поршень в цилиндре, размещенном в корпусе, причем поршень приспособлен для обеспечения совершения диафрагмой поочередных тактов всасывания и нагнетания.

Цилиндр формирует часть приводной камеры. Поршень двигается в цилиндре в продольном направлении, причем насос устанавливается так, что цилиндр расположен, в основном, горизонтально и имеет поверхность с верхней частью. Согласованное действие наклонного диска и первой пружины обеспечивает возвратно-поступательное движение поршня. Наклонный диск приводится в движение двигателем. Первая пружина может сжиматься между корпусом и поршнем. Вторая пружина заставляет диафрагму отходить от насосной камеры, причем первый конец второй пружины соединен с диафрагмой, а ее второй конец поддерживается поршнем для перемещения вместе с поршнем. Формируется соединительный канал для гидравлической текучей среды между резервуаром гидравлической текучей среды и приводной камерой. Клапан в соединительном канале для текучей среды в открытом положении обеспечивает избирательное поступление гидравлической текучей среды из резервуара в приводную камеру. В верхней части поверхности цилиндра обеспечивается вентиляционное отверстие. Воздух выталкивается из приводной камеры через вентиляционное отверстие в цилиндре для того, чтобы улучшить качество текучей среды, остающейся в приводной камере, и обеспечить самозаполнение насоса.

Таким образом, настоящее изобретение раскрывает новый диафрагменный насос, в котором малые количества захваченного воздуха и масла выбрасываются через вентиляционное отверстие в каждом цикле работы насоса. Это происходит только в той точке такта, когда не возникает высокое давление гидравлического удара. Поскольку только несжимаемое масло будет присутствовать в цилиндре, это обеспечивает «слитное» перемещение, улучшающее регулирование масла, объемную производительность и постоянство выходного давления насоса. Удаление воздуха предохраняет от проблем, связанных с накоплением захваченного воздуха, и в частности от неспособности насоса к самозаполнению. Это упрощает окончательную сборку, испытания готового изделия и его эксплуатацию потребителем. В настоящем изобретении обеспечивается гидропривод со смещением, раскрытый в патенте США 3775030. Однако настоящее изобретение раскрывает использование жесткой пружины смещения. В этом случае в условиях высокого разрежения пружина смещения поддерживает давление гидравлического масла выше давления его паров, что предотвращает масляную кавитацию, и преодолевает силы всасывания в насосной камере и предотвращает переполнение масла в приводной камере (так, что диафрагма не выйдет из строя).

Таким образом, раскрытые усовершенствования оптимизируют надежность и коэффициент полезного действия диафрагменного насоса.

Краткое описание чертежей

Фигура 1 - общий вид известного диафрагменного насоса.

Фигура 2 - вид частичного сечения известного диафрагменного насоса.

Фигуры 3А-3F - виды частичных сечений известного диафрагменного насоса, иллюстрирующие нормальный режим работы.

Фигуры 4А-4F - виды частичных сечений известного диафрагменного насоса, иллюстрирующие работу в условиях высокого разрежения, приводящую к отказу диафрагмы.

Фигура 5 - вид частичного сечения известного диафрагменного насоса в соответствии с настоящим изобретением.

Фигура 6 - вид частичного сечения первого альтернативного варианта реализации изобретения.

Фигура 7 - вид частичного сечения второго альтернативного варианта реализации изобретения.

Фигура 8 - вид сечения узла поршень/цилиндр с частичной разборкой узла.

Фигуры 9А-9F - виды частичных сечений диафрагменного насоса, иллюстрирующие работу насоса с пружиной смещения, имеющей высокий коэффициент жесткости.

Фигура 10 - график, иллюстрирующий характеристики обычной слабой пружины смещения и жесткой пружины смещения в соответствии с настоящим изобретением.

Фигура 11 - график, иллюстрирующий диапазон жесткости пружины для пружин смещения в соответствии с настоящим изобретением.

Фигуры 12А-12F - виды частичных сечений диафрагменного насоса, имеющего прорезь для вытеснения воздуха, на которых иллюстрируется самозаполнение насоса.

Подробное описание предпочтительного варианта реализации изобретения

Настоящее изобретение представляет собой усовершенствование известного диафрагменного насоса, описанного выше. Сходные части обозначены сходными ссылочными номерами. Усовершенствованные части выделены и описаны. Необходимо понимать, что усовершенствованные части обеспечивают синергическое улучшение рабочих характеристик насоса и его надежности.

На фигуре 5 представлена конструкция насоса 110, в которой реализовано настоящее изобретение. Корпус 112 содержит части 38, 114, которые аналогичны частям 38, 40 корпуса 24. Часть 114 содержит вентиляционное отверстие в форме прорези 116, образованной в верхней части 118 поверхности цилиндра 120, который аналогичен цилиндру 47. Прорезь 116 обеспечивает канал для текучей среды между приводной камерой 44 и резервуаром с маслом (не показан). Хотя прорезь 116 показана проходящей от точки, в которой находится правый конец поршня 46 в цилиндре 120 в крайнем правом положении поршня при его перемещении в цилиндре, а именно когда опорная пластина 88 касается стенки 122 части 38 корпуса, в предпочтительном варианте реализации прорезь проходит от точки, находящейся непосредственно за средней точкой хода вперед поршня. Таким образом, поршень будет «отсекать» канал прорези в процессе второй половины такта нагнетания и первой половины такта всасывания. Прорезь будет открываться для удаления воздуха и масла непосредственно перед средней точкой хода всасывания и будет открытой до середины такта нагнетания. Экспериментально было найдено, что такое устройство обеспечивает требуемое легкое самозаполнение насоса и в то же время минимизирует перетекание. Прорезь 116 проходит налево к концу 124 части 114 корпуса, где она сообщается с резервуаром с маслом.

Кроме того, необходимо иметь в виду, что насос 110 имеет пружину смещения 126 с существенно увеличенной жесткостью. Сочетание пружины смещения 126 и прорези 116 приводит к фактическому предотвращению отказа диафрагмы в условиях, когда на рабочей стороне диафрагмы возникает высокое разрежение, а также приводит к уменьшению воздуха в гидравлической текучей среде в приводной камере 44 и, соответственно, обеспечивает самозаполнение насоса 110.

Первый вариант реализации настоящего изобретения показан на фигуре 6. В насосе 127 показана прорезь 128, аналогичная прорези 116, за исключением того, что прорезь 128 не проходит до конца 124. Вместо этого от конца прорези 128, находящегося ближе к концу 124, проходит радиально канал 130 в части 114 корпуса, который заканчивается кольцевым вырезом 132. В прорези 132 имеется кольцо 134.

Кольцо 134 в вырезе 132 служит запорным клапаном. Если в приводной камере 44 имеется достаточное давление, кольцо 134 приоткрывается над каналом 130 для выброса воздуха/масла в резервуар (не показан). При таком устройстве текучая среда только вытекает через прорезь 128, канал 130 и запорный клапан кольца 134 и выреза 132, в отличие от двустороннего движения текучей среды по вырезу 116 насоса 110.

Второй вариант реализации настоящего изобретения показан на фигуре 7. В насосе 129 показан канал 131, проходящий от верхней части 118 цилиндра 120. Канал 131 проходит сквозь стенку 133 части 135 корпуса 137. Канал 131 обеспечивает соединение между приводной камерой 44 и резервуаром с гидравлической текучей средой. Предпочтительно канал 131 проходит вертикально по радиусу. Предпочтительно также, чтобы канал 131 находился сразу же за точкой середины хода вперед поршня 46. Таким образом, поршень 46 будет «отсекать» канал в процессе второй половины такта нагнетания и первой половины такта всасывания. Канал будет открываться для удаления воздуха и масла непосредственно перед средней точкой хода всасывания и будет открыт до середины такта нагнетания. Таким образом, канал 131 выполняет функции, аналогичные функциям прорези 116.

Другая особенность настоящего изобретения, которая относится ко всем вариантам реализации, показана на фигуре 8. Корпус 136 клапана содержит кольцевую канавку 138, которая размещена таким образом, что пересекается с золотниковым каналом 140 клапана. Без канавки 138 имеется вероятность образования заусенца при формировании радиального золотникового канала. Если имеется заусенец, то золотник 84 клапана может зацепиться за заусенец, так что золотник заест. В этом случае диафрагма 34 может заворачиваться вокруг опорной пластины 88 таким образом, что будет подвергаться действию напряжений. Канавка 138 устраняет возможность возникновения заусенца.

Работа конструкции, в которой насос в соответствии с настоящим изобретением имеет жесткую пружину смещения 126 в отличие от слабой пружины смещения 96, описывается со ссылками на фигуры 9А-9F. Отличие слабой пружины смещения 96 обычного насоса от жесткой пружины смещения 126 показано на фигуре 10.

На графике фигуры 10 по оси Х отложены величины длины пружины в дюймах. С левой стороны графика по оси Y отложена сила в фунтах, с которой поршень давит на диафрагму. С правой стороны графика по оси Y отложено обеспечиваемое рабочее давление на диафрагму в фунтах на квадратный дюйм (psi). Из патента США 3775030 известно, что для того, чтобы насос работал должным образом при нормальных условиях, в приводной камере 44 должно обеспечиваться небольшое избыточное давление, например 3 psi (20,7 кПа). Как следствие, известные насосы имеют слабую пружину так, чтобы создаваемое ею избыточное давление не слишком отличалось от 3 psi (20,7 кПа) для различных длин пружины при сжатии в нормальном цикле работы. Коэффициент жесткости для обычной пружины показан линией 140 на фигуре 10. Однако, как уже отмечалось выше со ссылками на фигуры 4А-4F, у известных насосов возникает проблема, связанная с тем, что диафрагма 34 выходит из строя, если линия, по которой к насосу подводится перекачиваемая текучая среда, забивается, например при загрязнении фильтра. Таким образом, в отношении настоящего изобретения были рассмотрены две опорные точки. Первая опорная точка относится к положению, возникающему, как только закрывается или закрыт золотниковый канал 121 клапана (фигура 5) или золотниковый канал 98 клапана (фигура 2). В тот момент, когда золотниковый канал 98 клапана только закрывается, пружина смещения должна в достаточной мере компенсировать действие всасывания текучей среды в рабочей части насоса для того, чтобы предотвращать удерживание диафрагмы в такте всасывания, приводящее к нежелательному поступлению масла в приводную камеру. Минимальная величина конечно равна нулю, поскольку понятно, что отрицательное давление постоянно способствовало бы поступлению масла в приводную камеру, что было бы нежелательно. Как было указано выше, для известных насосов было найдено экспериментальным путем, что вполне давление 3 psi (20,7 кПа) обеспечивает хорошие результаты. Могут использоваться и более высокие давления, до 4 psi (27,6 кПа), примерно. Поэтому давление в диапазоне 0-4 psi (27,6 кПа) является приемлемым. Первая опорная точка отмечена ссылочным номером 142 на фигуре 10.

Вторая опорная точка относится к положению, которое возникает, когда приводная камера 44 заполнена маслом до состояния максимального заполнения, то есть в положении, когда опорная пластина 88 соприкасается со стенкой 108, как показано на фигуре 4F. Вторая опорная точка отмечена ссылочным номером 144. Давление при отсечке клапана в опорной точке 142 для слабой пружины 140 немного превышает 3 psi (20,7 кПа), а в состоянии максимального переполнения (опорная точка 144) давление составляет, примерно, 4 psi (27,6 кПа). Обычно эти данные использовались для расчета пружины смещения 96. Однако было найдено, что для того, чтобы решить указанные проблемы отказа диафрагмы, связанные с высоким разрежением в насосной камере насоса, необходимо было выдерживать, хотя бы приближенно, условие первой опорной точки при нормальных рабочих условиях, а для условий высокого разрежения было найдено, что пружина должна обеспечивать давление в приводной камере 44 на уровне, примерно, 10,5 psi (72,4 кПа), как показано ссылочным номером 146 на фигуре 10, что предотвращает возникновение большой разницы давлений в резервуаре и приводной камере. Давление в резервуаре равно атмосферному, или порядка 14,7 psi (101,3 кПа). Эти две опорные точки после соединения их прямой линией определяют коэффициент жесткости пружины для усовершенствованного насоса.

Фигуры 9А-9F иллюстрируют работу насоса с жесткой пружиной, характеристики которой определяются линией 148 на фигуре 10.

Фигуры 9А-9F предполагают использование жесткой пружины и возникновение условий разрежения, то есть случай блокировки линии подачи текучей среды. Фигуры 9А-9F аналогичны фигурам 4А-4F за исключением того, что слабая пружина смещения заменена жесткой пружиной.

На фигуре 9А показано положение, из которого начинается такт всасывания. Поскольку линия подачи в насос текучей среды блокирована, в такте нагнетания давление не было создано, и поэтому всасывание в такте всасывания быстро создает условия разрежения в насосной камере 106. Диафрагма 34 и плунжер находятся слишком далеко слева, удерживая золотниковый канал 121 в закрытом положении, а пружину смещения 126 в сжатом состоянии.

На фигуре 9В показано положение в середине такта всасывания. Пониженное давление в насосной камере 106, которое вызывает возникновение пониженного давления в приводной камере 44, удерживает диафрагму 34 и плунжер 42 в левом положении, но не может удержать их в том дальнем левом положении, которое показано на фигуре 4В для известных насосов, из-за жесткой пружины смещения 146, которая имеет увеличенный коэффициент жесткости. Следовательно, переполнение приводной камеры 44 ограничивается объемом растягивания диафрагмы 34 при этих условиях.

Такт всасывания заканчивается на фигуре 9С в нижней мертвой точке. В насосной камере все еще имеется высокое разрежение, но жесткая пружина (см. вторую опорную точку на фигуре 10) уравновешивает силу всасывания, повышая, таким образом, давление в приводной камере 44 и предотвращая переполнение приводной камеры 44 до начала такта нагнетания. Например, в предпочтительном примере разница давлений в приводной и насосной камерах составляет, примерно, 10,5 psi (72,4 кПа) для того, чтобы пружина смещения оказывала свое уравновешивающее действие.

Начало такта нагнетания показано на фигуре 9D. Поршень 46 перемещается влево, поскольку в насосной камере очень низкое давление. В приводной камере создается давление только за счет действия жесткой пружины смещения 126 так, что диафрагма 34, плунжер 42 и поршень 46 продолжают перемещаться вместе.

В середине такта, как показано на фигуре 9Е, запорные клапаны 102 остаются в закрытом положении, и жесткая пружина 126 обеспечивает смещение для того, чтобы отток из приводной камеры превалировал над притоком.

На фигуре 9F показано окончание такта нагнетания. Поскольку приводная камера 44 не переполнена, диафрагма 34 не раздувается, и нормальная работа продолжается, несмотря на то, что линия подвода к насосной камере забита. Следовательно, жесткая пружина смещения 126 предотвращает аварийный режим, описанный со ссылками на фигуры 4А-4F.

Таким образом, как только золотник клапана проходит закрытый золотниковый канал, жесткая пружина смещения ограничивает его дальнейшее движение. Как показано на фигуре 10, в нормальном положении отсечки (первая опорная точка) и менее жесткая, и более жесткая пружины обеспечивают силу, несколько превышающую 4 фунта (1,8 кг), или давление, примерно, 3,5-4,5 psi (24,1-31,0 кПа) на диафрагму. Таким образом, обеспечивается положительное смещение гидропривода, раскрытое в патенте США 3775030. Однако теперь при продолжении перемещения к положению максимального сжатия пружины жесткая пружина обеспечивает силу, превышающую 12 фунтов (5,5 кг), по сравнению с величиной всего лишь, примерно, 5 фунтов (2,3 кг), обеспечиваемой слабой пружиной. Увеличившаяся сила ограничивает возможность диафрагмы перемещаться слишком далеко в условиях высокого разрежения. Это справедливо, поскольку сила тяги из приводной камеры складывается теперь из силы пружины и разницы давлений в насосной и приводной камерах. Обычная слабая пружина могла бы эффективно уравновешивать только, примерно, 5 psi (34,5 кПа) разрежения, в то время как усовершенствованная жесткая пружина оптимизирована для уравновешивания, примерно, 10,5 psi (72,3 кПа) разрежения, что представляет собой максимальную величину, достижимую на практике (хотя теоретически может быть достигнуто разрежение 14,7 psia (101,3 кПа)). Хотя расчет на возможную наибольшую силу гарантировал бы, что масло никогда не будет выталкиваться в заполненную приводную камеру, однако необходимо только обеспечить, чтобы там не происходило увеличения в результате каждого полного цикла всасывания и нагнетания. Иными словами, пока в тактах всасывания и нагнетания давление в приводной камере большую часть времени превышает атмосферное давление, в камере не будет происходить прироста масла в целом.

Были проведены испытания на разрыв диафрагмы. Результаты испытаний приведены в Таблице 1. Использовался насос, представленный на фигуре 2, пружина смещения 126 которого имела более высокие коэффициенты жесткости, указанные в таблице 1. На входе (всасывающий клапан 36) поддерживалось разрежение. Разрежение поддерживалось на уровне 15 дюймов рт.ст. (50,7 кПа) или менее в течение нескольких часов, и затем оно повышалось до 20 дюймов рт.ст. (67,6 кПа) или более до отказа диафрагмы или до прекращения испытаний.

Первые три испытания проводились с жесткой пружиной, имеющей коэффициент жесткости 43,1 фунт/дюйм (7,7 кг/см). Разрыв диафрагмы произошел через 97 часов в первом испытании и через 55 часов во втором испытании. После второго испытания насос был осмотрен, и был найден заусенец в корпусе клапана так, что золотник 84 клапана заедал, в результате чего диафрагма, в конце концов, раздулась и зацепилась за опорную пластину 90. Заусенцы в корпусе клапана были удалены, и после этого было проведено третье испытание. Через 106 часов произошел разрыв диафрагмы. Было установлено, что наличие заусенца было несущественно для результатов, за исключением времени до разрыва диафрагмы. При использовании пружины с коэффициентом жесткости 43,1 фунт/дюйм (7,7 кг/см) разрыв происходил, примерно, через 100 часов.

Испытания 4-6 проводились с пружиной смещения, имеющей коэффициент жесткости 53,7 фунт/дюйм (9,6 кг/см). Насос работал без разрыва диафрагмы более 100 часов в каждом испытании и более 200 часов в испытании 6.

В результате испытаний было определено, что коэффициент жесткости 43,1 фунт/дюйм (7,7 кг/см) являлся минимально допустимым для пружины смещения. Понятно, что пружина смещения, имеющая коэффициент жесткости 53,7 фунт/дюйм (9,6 кг/см), была приемлемой, поскольку отказы не происходили. Выводы по результатам испытаний представлены на фигуре 11. Линия 150 относится к пружине смещения, имеющей коэффициент жесткости 43,1 фунт/дюйм (7,7 кг/см). Линия 148 относится к пружине смещения, имеющей коэффициент жесткости 53,7 фунт/дюйм (9,6 кг/см). Прерывистая линия 152 относится к пружине смещения, имеющей максимальный коэффициент жесткости, который когда-либо может потребоваться. Максимальное разрежение, которое могло бы быть достигнуто во второй опорной точке, то есть точке, в которой опорная пластина 88 касается стенки 108 (см. фигуру 4Е), равно 14,7 psia (101,3 кПа). В насосах такого типа такое разрежение никогда не достигается. Поэтому линия 152 показана прерывистой и является некоторым приближением. В любом случае она дает общее представление о максимальном значении коэффициента жесткости пружины.

Для конкретного насоса коэффициент жесткости пружины может быть определен следующим образом при следующих предположениях в отношении его конструкции. Первое: эквивалентная площадь диафрагмы в середине такта, примерно, равна площади поршня. Второе: требуемый минимальный перепад давлений с обеих сторон диафрагмы должен быть равен давлению всасывания насоса, на которое он рассчитан. Третье: максимальный перепад давлений равен 14,7 psia (101,3 кПа). Исходя из этих предпосылок, можно сделать следующие определения:

1. Расстояние переполнения - это разница между расстояниями между диафрагмой и поршнем в (i) положении максимального переполнения и (ii) в нейтральном положении (клапан только закрылся).

2. Сила пружины в положении переполнения равна расчетному перепаду давлений всасывания, умноженному на площадь поршня.

3. Сила пружины в нейтральном положении равна рабочему давлению в нейтральном положении, умноженному на площадь поршня.

4. Коэффициент жесткости пружины равен разности между величиной силы пружины в положении переполнения и силой пружины в нейтральном положении, деленной на расстояние переполнения.

На основании вышеприведенных предпосылок и определений коэффициент пружины может быть определен из уравнения:

k=A_p(P_s-P_n)/d_o,

где k - коэффициент жесткости пружины,

А_р - площадь поршня,

d_o - расстояние переполнения,

P_s - расчетный перепад давления всасывания,

Р_n - перепад рабочего давления в нейтральном положении.

На основании испытаний, описанных выше, примерный максимальный расчетный перепад давлений всасывания равен 8,4-14,7 psia (57,9-101,3 кПа). Диапазон подходящих перепадов рабочего давления в нейтральном положении - 0-4 psi (27,6 кПа).

Из фигур 10 и 11 следует, что более жесткая пружина смещения настоящего изобретения должна быть короче, чем обычные пружины. Это дает преимущество, связанное с тем, что когда насос выключается, пружина смещения не выталкивает постоянно в резервуар масло из приводной камеры через зазоры в узле поршень/корпус. В случае более жесткой пружины, как только приводная камера заполняется надлежащим образом, и насос выключается, пружина не будет больше оказывать существенного давления. Это означает, что приводная камера имеет заполнение маслом, которое находится на соответствующем уровне нагнетания, и не возникает необходимости в дополнительном наполнении при следующем запуске насоса. С другой стороны, укороченная пружина имеет недостатки. Укороченная пружина не обеспечивает полного выталкивания воздуха из приводной камеры перед начальным запуском. Имеющийся воздух чрезвычайно усложняет задачу полного заполнения приводной камеры 44. В этом случае насос должен сниматься и заливаться вручную или с помощью откачивающего устройства для каждой из нескольких приводных камер. Кроме того, иногда заполнение насоса нарушается в случаях, когда воздух в масле накапливается и не удаляется. Для устранения указанных недостатков была предложена прорезь 116. Прорезь 116 является устройством удаления воздуха. На фигурах 12А-12F показана работа насоса с прорезью 116 для вытеснения воздуха и обеспечения дополнительного достоинства самозаполнения насоса.

На фигуре 12А показано положение, из которого начинается такт всасывания. В приводной камере 44 имеется избыток воздуха. Масло поступает через открытый золотниковый канал 98 клапана и выталкивает воздух к верхней точке цилиндра 47. В начале такта всасывания большее количество масла могло бы поступить через запорные клапаны 32 и золотниковый канал 98 клапана, но жесткая пружина 126 заставляет диафрагму 34 двигаться вместе с поршнем 46.

В середине такта всасывания, как показано на фигуре 12В, имеет место повышенное разрежение, поэтому диафрагма 34 смещена влево так, что золотниковый канал 121 клапана закрыт. Жесткая пружина смещения 126 оказывает сопротивление излишнему сжатию так, что диафрагма 34, в основном, перемещается вместе с поршнем 46.

Как показано на фигуре 12С, в насосной камере 106 все еще имеется высокое разрежение по мере того, как поршень 46 приближается к нижней мертвой точке (BDC), заканчивая такт всасывания. Жесткая пружина удерживает плунжер 42 диафрагмы и диафрагму 34 от излишнего перемещения влево и обеспечивает повышение давления в приводной камере 44 для предотвращения ее переполнения маслом.

В начале такта нагнетания, как показано на фигуре 12D, поршень 46 начинает смещаться влево, в то время как запорные клапаны 32 закрываются, и давление в приводной камере 44 нарастает. Нарастающее давление в приводной камере 44 выталкивает воздух через прорезь 116.

В середине такта нагнетания (см. фигуру 12Е) давление в приводной камере 44 выше, чем давление в резервуаре, и поэтому продолжается выталкивание воздуха через прорезь 116.

В конце такта всасывания (см. фигуру 12F) диафрагма 34 перемещается влево по мере того, как поршень 46 смещается влево. Большая часть воздуха уже вытеснена из приводной камеры 44. По мере того, как осуществляются последующие такты всасывания и нагнетания, весь воздух вытесняется, и происходит быстрое самозаполнение насоса.

Прорезь 116 может иметь в сечении квадратную, круглую, треугольную или любую иную форму. Прорезь 116 должна быть достаточно большой для того, чтобы обеспечивать быстрое вытеснение воздуха, но не настолько большой, чтобы это снижало эффективность работы насоса. Вообще говоря, потеря эффективности в 1% может считаться приемлемой. Исходя из этого, необходимо для конкретного насоса рассчитать величину сечения прорези 116, которая была бы эквивалентна потере эффективности насоса, равной 1%.

Как указано выше, прорезь 116 должна располагаться в верхней части цилиндра 120, то есть там, где будет собираться воздух. Прорезь 116 должна быть достаточно длинной так, чтобы она была открыта в зону масла, находящегося под давлением, по крайней мере, на протяжении части хода поршня. Она может проходить до конца поршня так, что будет открыта на протяжении всего хода поршня. Однако будет лучше всего, если она будет открыта только на протяжении первой половины хода поршня. Размеры прорези должны быть достаточными для обеспечения быстрого прохождения воздуха, однако она должна иметь достаточно малые размеры, чтобы затруднять прохождение масла так, чтобы не происходило заметного ухудшения рабочих характеристик насоса.

Для большинства насосов сечение прорези 116 должно быть порядка 0,0002 квадратного дюйма (0,13 кв. мм) и высота 0,017 дюйма (0,43 мм). Для эффективного удаления воздуха площадь сечения должна быть больше, чем 0,00005 квадратного дюйма (0,03 кв. мм). Максимальная величина поперечного сечения прорези равна, примерно, 0,003 квадратного дюйма (1,9 кв. мм). Размеры высоты и ширины прорези должны быть больше, чем 0,005 дюйма (0,13 мм).

Усовершенствованный насос в соответствии с настоящим изобретением обеспечивает повышение надежности, поскольку устраняется возможность преждевременного разрыва диафрагмы, вызванного непредусмотренным переполнением приводной камеры. Усовершенствованный насос обеспечивает улучшение эффективности и уменьшение пульсаций выходного давления, поскольку постоянно используется полный расчетный ход диафрагмы, потому что меньше воздуха остается в приводной камере в процессе штатной работы насоса. Насос в соответствии с настоящим изобретением имеет улучшенные характеристики по управлению объемами масла/воздуха в приводной камере и резервуаре, обеспечивая, таким образом, последовательно высокое качество масла в приводной камере, в результате чего поддерживается «жесткость» гидравлической системы независимо от условий на входе и на выходе насоса. Насос в соответствии с настоящим изобретением самозаполняется, и в нем предотвращается потеря заполнения в процессе работы. Таким образом, настоящее изобретение представляет собой существенное улучшение по сравнению с известными диафрагменными насосами.

Вышеприведенное описание, примеры и данные испытаний обеспечивают полное описание изготовления и использование насоса в соответствии с изобретением. Поскольку многие варианты изобретения могут быть реализованы без выхода за рамки сущности и объема изобретения, его объем определяется прилагаемой формулой изобретения.

Изобретение относится к насосостроению, в частности к диафрагменным насосам, и может быть использовано для перекачивания различных текучих сред. Устройство содержит корпус, в котором имеется насосная камера, приводная камера, резервуар, диафрагму, которая крепится в корпусе и размещена между насосной и приводной камерами, поршень в цилиндре, размещенном в корпусе, соединительный канал между резервуаром и приводной камерой и клапан в соединительном канале. При этом цилиндр образует часть приводной камеры, а поршень перемещается в продольном направлении в цилиндре, который имеет поверхность с верхней частью, когда насос расположен так, что цилиндр занимает, в основном, горизонтальное положение. В верхней части поверхности цилиндра сформировано вентиляционное отверстие, в котором воздух выталкивается из приводной камеры обратно в резервуар. Кроме того, пружина смещения, которая соединена с диафрагмой и поддерживается поршнем, имеет жесткость, обеспечивающую давление смещения, которое может преодолеть давления в тактах всасывания в нештатных режимах работы насоса. Технический результат заключается в повышении надежности, эффективности и качества работы насоса. 2 н. и 10 з.п. ф-лы, 32 ил.

1. Диафрагменный насос с приводом от двигателя, содержащий

корпус, в котором имеется насосная камера, приспособленная для заполнения текучей средой, которая должна перекачиваться, приводная камера, приспособленная для заполнения гидравлической текучей средой, и резервуар для гидравлической текучей среды, диафрагму, имеющую сторону приводной камеры и сторону насосной камеры, причем диафрагма крепится в корпусе и размещена между насосной и приводной камерами, при этом диафрагма приспособлена для возвратно-поступательного движения по отношению к насосной камере, поршень в цилиндре, размещенном в корпусе, приспособленный для возвратно-поступательного движения с обеспечением чередующихся тактов нагнетания и всасывания, причем цилиндр образует часть приводной камеры, а поршень перемещается в продольном направлении в цилиндре, который имеет поверхность с верхней частью, когда насос расположен так, что цилиндр занимает, в основном, горизонтальное положение,

соединительный канал для гидравлической текучей среды между резервуаром для текучей среды и приводной камерой и клапан в соединительном канале для избирательного обеспечения поступления гидравлической текучей среды из резервуара в приводную камеру, когда клапан открыт, и вентиляционное отверстие, сформированное в верхней части поверхности цилиндра,

в котором воздух выталкивается из приводной камеры через вентиляционное отверстие в цилиндре для того, чтобы улучшить качество текучей среды в приводной камере и обеспечить самозаполнение насоса.

k=A_p(P_s-P_n)/d_o,

где А_р - площадь поршня,

d_o - расстояние переполнения,

Р_s - расчетное давление всасывания насоса,

Р_n - рабочее давление насоса в нейтральном положении, и где расчетное давление всасывания насоса изменяется 8,4 до 14,7 psi (от 57,9 до 101,3 кПа), а рабочее давление насоса в нейтральном положении изменяется от нуля до 4 psi (27,6 кПа).

корпус, в котором имеется насосная камера, приспособленная для заполнения текучей средой, которая должна перекачиваться, приводная камера, приспособленная для заполнения гидравлической текучей средой, и резервуар для гидравлической текучей среды,

диафрагму, имеющую сторону приводной камеры и сторону насосной камеры, причем диафрагма крепится в корпусе и размещена между насосной и приводной камерами, при этом диафрагма приспособлена для возвратно-поступательного движения по отношению к насосной камере,

поршень в цилиндре, размещенном в корпусе, приспособленный для возвратно-поступательного движения с обеспечением чередующихся тактов нагнетания и всасывания, причем цилиндр образует часть приводной камеры, а поршень перемещается в продольном направлении в цилиндре, который имеет поверхность, и

соединительный канал для гидравлической текучей среды между резервуаром для гидравлической текучей среды и приводной камерой и клапан в соединительном канале для избирательного обеспечения поступления гидравлической текучей среды из резервуара в приводную камеру, когда клапан открыт, причем клапан имеет канал клапана, который находится в поверхности цилиндра, а поверхность цилиндра содержит кольцевую канавку, пересекающуюся с каналом клапана так, что канавка облегчает прохождение поршня мимо канала клапана.