Плунжерно-диафрагменный насос

Область техники, к которой относится полезная модель
Настоящая полезная модель относится к области насосостроения, а именно к насосам объёмного вытеснения, в частности к плунжерно-диафрагменным насосам с гидравлическим приводом.
Уровень техники
Диафрагменные насосы представляют собой насосы, в которых перекачиваемая среда приводится в движение посредством эластичной диафрагмы за счёт вытеснения плунжером гидрожидкости в приводной камере насоса. Таким образом, перекачиваемая среда в насосной камере и гидрожидкость в приводной камере отделены друг от друга посредством эластичной диафрагмы, что позволяет защитить насос от загрязнения.
Диафрагменные насосы с гидравлическим приводом могут быть подразделены по меньшей мере на две группы.
Первая группа, в которой величина хода диафрагмы отличается от величины хода плунжера, получила название группа асинхронных насосов. Здесь площадь диафрагмы выполняется по площади больше, чем площадь плунжера, вытесняющего гидрожидкость в приводной камере. Таким образом, ход диафрагмы получается меньше, чем ход плунжера. Чем больше ход плунжера, тем меньше потребуется диаметр плунжера, что позволяет уменьшить нагрузки на коленчатый вал насоса.
Вторая группа содержит насосы, в которых диафрагма перемещается на такое же расстояние, что и плунжер. Такие насосы получили название синхронные насосы. В таких насосах диафрагма имеет ход больше, чем в асинхронных типах. Это несёт с собой определённые трудности в подборе размеров и материалов для диафрагм, т.к. если диафрагма не может прогибаться в необходимой степени, чтобы использовать плунжер относительно малого диаметра, тогда диаметр плунжера должен быть увеличен, что создаёт большие нагрузки на коленчатый вал насоса.
Настоящая полезная модель может быть использована, как в конструкциях асинхронных, так и синхронных насосов, в которых во избежание повреждения, в равной степени решается задача по предотвращению растягивания диафрагмы больше заданного предела.
Определяющим критерием работоспособности диафрагменных насосов является поддержание заданного объёма гидрожидкости в приводной камере насоса. При вытеснении перекачиваемой среды с определённым давлением имеет место уменьшение объёма гидрожидкости в приводной камере из-за утечек гидрожидкости через зазор в паре цилиндр-плунжер - состояние недостаточного заполнения. Также существует проблема переполнения приводной камеры гидрожидкостью при возникновении разрежения во впускном трубопроводе при ходе впуска – состояние переполнения, например, из-за засора фильтра или блокировки впускного трубопровода.
Таким образом, насосы требуют наличия специальных предохранительных устройств, предотвращающих переполнение и своевременно восполняющих недостаток гидрожидкости в приводной камеры насоса.
Пример самокомпенсирующейся схемы насоса показан в патенте US №3769879 от 06.11.1973. В этом насосе использован золотник, который перемещается при каждом ходе диафрагмы, чтобы мгновенно открывать канал между резервуаром и приводной камерой для пополнения гидрожидкости. Недостаток данного решения заключается в том, что при возникновении достаточного разрежения во входной магистрали, которое преодолеет жёсткость пружины в этом положении, система такого насоса будет стремиться к пополнению приводной камеры насоса гидрожидкостью без существующей необходимости из-за задержки диафрагмы на каждом ходе. Это приведёт к переполнению приводной камеры гидрожидкостью и выходу диафрагмы из строя.
Одна из усовершенствованных систем, решающих проблему переполнения приводной камеры приведена в патенте US №7665974 от 23.02.2010.В нем предусмотрена механическая связь между диафрагмой и золотником посредством курка. В случае начала переполнения приводной камеры гидрожидкостью, опора диафрагмы с закреплённой на ней диафрагмой и курком сдвигается и тогда золотник открывает доступ к дополнительному обратному клапану сброса излишка гидрожидкости. В этой системе появляются дополнительные детали, такие как курок, клапан сброса излишка гидрожидкости. Кроме этого, жёсткость пружины узла стержня диафрагмы ничем не регламентирована, тем самым данная пружина играет, скорее, второстепенную роль в системе.
Наоборот, в патенте №2311559 RU, выбранном в качестве прототипа, система предполагает возвратную пружину с увеличенной жёсткостью, рассчитываемой по приведённой в патенте формуле.
Однако, в насосах, в которых объём и скорость перемещающихся гидрожидкости и деталей узла опоры диафрагмы, таких как - шток, опора диафрагмы, диафрагма, прижимная пластина, в приводной камере, могут быть значительными, возникает необходимость в учёте сил инерции при расчёте величины жёсткости возвратной пружины. Особенно для насосов, работающих с высокой частотой сменяющихся тактов впуска и нагнетания. В этом случае возрастает скорость перемещения гидрожидкости и деталей, а значит и их сила инерции. В противном случае, при смене такта нагнетания на такт впуска, произойдёт десинхронизация ходов плунжера и золотника, что приводит к увеличению объёма гидрожидкости в приводной камере между плунжером и диафрагмой, а значит к незапланированному поступлению гидрожидкости в приводную камеру и, как следствие, её переполнению и повреждению эластичной диафрагмы.
Таким образом, помимо возможного возникновения разрежения в впускной магистрали, которое типично возникает из-за засорения фильтра, необходимо в формуле расчёта жёсткости пружины возвратной учитывать также и силы инерции перемещаемых в приводной камере гидрожидкости и деталей, которые непосредственно оказывают воздействие на пружину возвратную при эксплуатации насоса.
Учёт сил инерции в пружине возвратной позволяет предложить решение, лишённое недостатков предыдущего уровня техники и применить более простую конструкцию насоса, которую эффективнее использовать в насосах с высокой частотой вращения.
Раскрытие полезной модели
Технической проблемой, на решение которой направлена настоящая полезная модель, является поддержание заданного объёма гидрожидкости в приводной камере насоса.
Техническими результатами полезной модели являются упрощение конструкции устройства, снижение материалоёмкости и повышение надёжности.
Технические результаты в отношении упрощения конструкции устройства, снижения материалоёмкости и повышение надёжности, достигаются тем, что плунжерно-диафрагменный насос, содержит насосную камеру для заполнения перекачиваемой средой, содержащую первый и второй обратные клапаны, приводную камеру для заполнения гидрожидкостью, резервуар для гидрожидкости, соединённый с приводной камерой при помощи обратного клапана недолива и канала, плунжер, приспособленный в цилиндре для возвратно-поступательного движения, причём цилиндр является частью приводной камеры, узел опоры диафрагмы, приспособленный для возвратно-поступательного движения между насосной и приводной камерами, пружину возвратную, выполненную с возможностью приложения силы смещения к узлу опоры диафрагмы при такте впуска, отличающийся тем, что минимальная жёсткость пружины возвратной выполнена с учётом сил инерции перемещающихся гидрожидкости и узла опоры диафрагмы и рассчитывается по формуле: k =  .
Таким образом, полезная модель позволяет применить упрощённую конструкцию и уменьшить материалоемкость насоса за счёт сокращения количества деталей и уменьшения удельного веса плунжерно-диафрагменного насоса. Учёт сил инерции при расчёте жёсткости возвратной пружины позволяет исключить из схемы золотник, как промежуточное звено между приводной камерой и резервуаром с гидрожидкостью, также исключается курок золотника, как механическая связь между диафрагмой и золотником. Данные детали предназначены для принудительной отсечки обратного клапана недолива, через который поступает гидрожидкость при достижении максимального критического объёма гидрожидкости в приводной камере. Кроме этого, из схемы исключается клапан сброса излишка гидрожидкости из приводной камеры.
Таким образом, полезная модель также позволяет повысить надёжность эксплуатации плунжерно-диафрагменного насоса, в котором силы инерции перемещающихся гидрожидкости и узла опоры диафрагмы, могут оказать дополнительное усилие на величину сжатия пружины возвратной помимо усилия разрежения во впускном трубопроводе при такте впуска. Как правило, такой случай может возникнуть в насосах, работающих при относительно высокой частоте вращения и/или имеющих такой объем гидрожидкости и массу перемещающегося узла опоры диафрагмы, в результате перемещения которых оказывалось бы  усилие удерживания на разжимающуюся пружину возвратную при такте впуска.
Краткое описание чертежей
Полезная модель поясняется чертежами.
фиг. 1 - изображен общий вид;
фиг. 2 – схема в положении начала такта выкида;
фиг. 3 – схема в положении конца такта выкида-начала такта впуска;
фиг. 4 – схема в положении конца такта выкида (условие возможного максимального переполнения приводной камеры поз. 8);
фиг. 5 – схема в положении конца такта впуска (условие возможного максимального переполнения приводной камеры поз. 8).
Осуществление полезной модели
Общий вид примера осуществления полезной модели представлен на фиг. 1.
Плунжерно-диафрагменный насос состоит из манифольда 1, в насосную камеру 7 которого попадает рабочая среда из впускного трубопровода 5 через клапан впуска 3 при такте впуска и вытесняется в нагнетательный трубопровод 6 через клапан выкида 4 при такте выкида. Гидравлическая плита 2 плунжерно-диафрагменного насоса состоит из приводной камеры 8 с гидрожидкостью, которая попадает из резервуара 10 через клапан недолива 9. Насосная камера 7 с перекачиваемой средой отделена от приводной камеры 8 с гидрожидкостью посредством эластичной диафрагмы 13. В свою очередь, диафрагма 13 закреплена на опоре диафрагмы 12 при помощи пластины прижимной 14. Закреплённые на опоре диафрагмы 12 шток 15, диафрагма 13, пластина прижимная 14 представляют собой узел опоры диафрагмы. Пружина возвратная 16 установлена на штоке 15 с возможностью сжиматься при ходе опоры диафрагмы 12 в сторону насосной камеры 7 – такт выкида. При помощи клапана недолива 9 происходит последовательное заполнение приводной камеры 8 гидрожидкостью из резервуара 10. Клапан перепуска воздуха 11 находится в верхней части приводной камеры 8, представляет собой двухсторонний обратный клапан и предназначен для удаления воздуха при начальном запуске насоса и пузырьков воздуха в гидрожидкости из приводной камеры 8 наружу в картер при эксплуатации насоса.
Плунжер 17 совершает возвратно-поступательное движение в цилиндре  18, вытесняя гидрожидкость в приводной камере 8 при такте выкида.
Использование плунжерно-диафрагменного насоса
поясняется следующим образом
с применением предлагаемой полезной модели также демонстрируется на фиг. 2, 3, 4, 5, и .
На фиг. 2 показано положение конструкции насоса в начале такта выкида. Плунжер 17 движется из нижней мёртвой точки (НМТ) вправо (показано стрелкой), вытесняя при этом имеющуюся в приводной камере 8 гидрожидкость. Гидрожидкость, в свою очередь, приводит в движение опору диафрагмы 12 с закреплённой на ней диафрагмой 13 также вправо (показано стрелкой). Движение опоры диафрагмы 12 происходит в сторону насосной камеры 7, вытесняя из неё перекачиваемую рабочую среду в сторону нагнетательного трубопровода 6, открывая при этом клапан выкида 4. При этом пружина возвратная 16 на всём ходе такта выкида сжимается. Из чертежа по фиг. 2 следует, что при такте выкида клапан перепуска воздуха 11 и клапан недолива 9 будут закрыты. Плунжер 17 преодолевает давление перекачиваемой среды нагнетательного трубопровода 6 и посредством опоры диафрагмы 12 выдавливает  порцию перекачиваемой среды из насосной камеры 7 насоса в нагнетательный трубопровод 6. При этом, под действием давления в нагнетательном трубопроводе 6 имеют место утечки гидрожидкости через зазор между плунжером 17 и цилиндром 18 при такте выкида, которые требуется восполнить при  такте впуска посредством клапана недолива 9 из резервуара 10.
Таким образом, при такте выкида в насосной камере 7 устанавливается давление перекачиваемой среды нагнетательного трубопровода, а в приводной камере 8 – к давлению насосной камеры 7 добавляется давление, оказываемое сжимающейся возвратной пружиной 16.
Конец такта выкида и начало такта впуска показано на фиг. 3.
При достижении плунжером 17 верхней мёртвой точки (ВМТ) наступает конец такта выкида. Плунжер  17 больше не вытесняет перекачиваемую среду из насосной камеры 7, поэтому давление в насосной камере 7 падает, клапан выкида 4 закрывается под действием давления в нагнетательном трубопроводе 6. В начале такта впуска плунжер 17 из ВМТ начинает движение влево. При этом возвратная пружина 16 разжимается и оказывает усилие на опору диафрагмы 12, стремясь двигаться также влево. Под действием разжимающейся возвратной пружины 16 в насосной камере 7 создаётся разрежение, которое преодолевает усилие пружины клапана впуска 3, тем самым открывая его. С противоположной стороны клапана впуска 3, давление во впускном трубопроводе 5 также оказывает усилие на клапан впуска 3, стремясь открыть его. При открытии клапана впуска 3, давление в насосной камере 7 будет складываться из суммы давлений впускного трубопровода 5 и давления, оказываемого разжимающейся пружиной возвратной 16.
Из прототипа по патенту №2311559 RU известно, что жёсткость пружины возвратной 16 должна быть такова, чтобы обеспечить в этот момент уравновешивающее действие при разнице давлений в насосной и приводной камерах примерно 10,5 PSI (72,4 кПа). Также в патенте на примере экспериментального образца насоса была рассчитана величина жёсткости пружины возвратной 9,6 кг/см.
Помимо разрежения во впускном трубопроводе 5, возникающему, как правило, из-за засора фильтра, также противодействие движению опоры диафрагмы 12 при такте впуска оказывают гидравлическое сопротивление гидрожидкости в приводной камере 8 и перемещающийся узел опоры диафрагмы, которые также имеют определённую массу, а значит и инерцию в процессе движения. Поэтому при расчёте жёсткости возвратной пружины 16 помимо компенсации усилия от разрежения в впускном трубопроводе 5 должны быть также учтены силы инерции перемещаемых в приводной камере 8 гидрожидкости и узла опоры диафрагмы.
Очевидно, что силы инерции перемещаемых гидрожидкости и узла опоры диафрагмы будут тем больше, чем выше будут значения их массы и скорости перемещения. Это означает, что в насосах, работающих при высокой скорости вращения и/или имеющих значительный объём перемещаемой жидкости и массу перемещаемого узла опоры диафрагмы при приближении к верхнему рассчитанному порогу возможного разрежения во впускном трубопроводе 5, жёсткость возвратной пружины 16 выполненная по формуле прототипа уже не сможет должным образом компенсировать все усилия, препятствующие движению узла опоры диафрагмы в начале такта впуска. Из-за этого возникнет задержка движения узла опоры диафрагмы за движением плунжера 17 в начале такта впуска, что повлечёт за собой незапланированное открытие клапана недолива 9 и приток гидрожидкости в приводную камеру 8, как следствие – переполнение приводной камеры 8 гидрожидкостью и повреждение диафрагмы 13.
Как отмечалось выше, при правильном функционировании данной системы в такте впуска должна быть соблюдена синхронизация ходов плунжера 17 и опоры диафрагмы 12. Согласно прототипу возможное смещение хода опоры диафрагмы 12 от номинального рабочего положения (показано тонкими линиями) по отношению к ходу плунжера 17 на максимальную величину d0 в конце такта выкида при котором диафрагма 13 останется в работоспособном состоянии проиллюстрировано на фиг. 4.
Таким же образом, в конце такта впуска опора диафрагмы 12 не дойдёт до номинального посадочного пояска плиты гидравлической 2 на ту же самую величину d0. Данное положение показано на фиг. 5.
:
Исходя из вышеизложенного, формула расчёта жёсткости пружины возвратной 16 примет вид  k =   , где
k – жёсткость возвратной пружины, (Н/мм)
Ap – площадь плунжера 17.
2
Ap =   , (м), где
D – диаметр плунжера, м
Ps – расчётный перепад давления в впускном трубопроводе 5, (Па)
Pn – перепад рабочего давления в номинальном положении, (Па)
d0 – максимальное возможное расстояние переполнения, (м)
Fи.общ – сумма сил инерции перемещаемых внутри приводной камеры 8 гидрожидкости Fи.гж и узла опоры диафрагмы Fи.узла.
Fи.общ = Fи.гж + Fи.узла, (Н), где
Fи.узла = Fи1 + Fи2 + Fи3 + Fи4, где
Fи1 -  сила инерции опоры диафрагмы 12
Fи1 = m · a, (Н),
где m – масса опоры диафрагмы 12, (кг)
2
а – ускорение перемещения опоры диафрагмы 12, (м/с)
Fи2 -  сила инерции диафрагмы 13
Fи3 -  сила инерции пластины прижимной 14
Fи4 -  сила инерции штока 15,
Формулы расчёта Fи2, Fи3 и Fи4 аналогично Fи1
ж
Сила инерции перемещаемой гидрожидкости может быть вычислена: Fи.гж = m · a, (Н), где
ж
ж
m – масса перемещаемой гидрожидкости, m = ρ · F · h, (кг), где
3
ρ - плотность гидрожидкости, (кг/м)
2
2
F – площадь плунжера (м); F =   , (м), где D – диаметр плунжера, м
h – ход плунжера, (м)
а – ускорение потока. Ускорение потоку гидрожидкости сообщает плунжер
2
a = , (м/с), где
Vmax - максимальная скорость движения плунжера
Максимальную скорость плунжера можно вычислить по формуле
Vmax = , (м/с), где
n – частота вращения насоса, (об/мин)
r – эксцентриситет (смещение от оси) шатунных шеек коленвала, (м)
t – время за которое плунжер достигает максимальной скорости
Из теории движения поршня в кривошипном насосе известно, что максимальная скорость плунжера возникает в середине хода плунжера в тактах выкида и впуска.
t = , (с), где n – частота вращения насоса, (об/мин).
Таким образом, ускорение потока гидрожидкости для насоса, вращающегося с определённой частотой, можно вычислить по формуле :
2
a =    =   , (м/с)Тогда, Fи.гж = m · a = ρ · F · h · , (Н)
И окончательная формула для определения суммарной силы инерции, с которой перемещающиеся гидрожидкость и детали узла опоры диафрагмы воздействуют на возвратную пружину примет вид :
Fи.общ = Fи.гж + Fи.узла = ρ · F · h ·   + Fи1 + Fи2 + Fи3 + Fи4, (Н).
Из формулы видно, что чем больше частота вращения насоса, а также размеры и вес перемещающихся деталей узла опоры диафрагмы, то тем большее значение примет сила инерции, воздействующая на пружину возвратную. И, следовательно, потребуется большее увеличение жёсткости пружины возвратной, чтобы компенсировать воздействие сил инерции. Причём большое значение имеет величина частоты вращения насоса (n), т.к. она находится в квадратичной зависимости. Высокая частота вращения характерна для высокоскоростных насосов, поэтому учёт сил инерции при проектировании пружины возвратной в них имеет большое значение.
По приведённой формуле расчёта жёсткости пружины возвратной можно получить значение жёсткости, которое будет минимальным для обеспечения безаварийной работы насоса при максимальных допустимых параметрах, таких как максимальная частота вращения насоса и высокое разрежение на входе насоса, например, из-за забитого фильтра. Но дальнейшее увеличение жёсткости возвратной пружины является нецелесообразным из-за большего усилия на гидрожидкость со стороны пружины возвратной в приводной камере при такте выкида, что приведёт к дополнительным утечкам гидрожидкости через зазор между плунжером и цилиндром, что ведёт к снижению расходной характеристики насоса.
В этом можно убедиться, проанализировав работу насоса.
При установке в предлагаемую конструкцию насоса пружину возвратную с жёсткостью большей, чем рассчитанная по приведённой формуле, при такте выкида пружина возвратная, сжимаясь, будет оказывать большее усилие на гидрожидкость в приводной камере насоса. Тем самым, увеличится объём гидрожидкости, проходящий через зазор между плунжером и цилиндром под воздействием усилия со стороны сжимающейся пружиной возвратной, а также давления в выкидном трубопроводе.
Очевидно, что в связи с уменьшением остаточного объёма гидрожидкости в приводной камере насоса в конце такта выкида из-за возросших утечек, перемещение диафрагмы при такте выкида также станет меньше. Следовательно, вытесняемый объём перекачиваемой среды в насосной камере также уменьшится, что будет означать уменьшение расходной характеристики (производительности) насоса.
Помимо этого потребуется большее усилие со стороны приводного устройства (например, электродвигателя) на то, чтобы сжать пружину возвратную, что приведёт к увеличению затрачиваемой энергии. Эти два негативных фактора, в свою очередь, повлияют на снижение КПД насоса.
Таким образом, увеличение жёсткости пружины возвратной выше рассчитанного значения по предлагаемой формуле является допустимым, т.е. с такой пружиной предлагаемая конструкция насоса останется работоспособной, но влечёт за собой ничем не оправданное уменьшение полезных характеристик насоса.
К примеру, произведём расчёт минимально необходимой жёсткости пружины возвратной на примере конструкции насоса по рис. 1.
1. Жёсткость возвратной пружины по формуле прототипа
k =
Находим данные для расчёта.
Диаметр плунжера равен 45 мм.
2
Тогда площадь плунжера Ap =    = 0,001590431 м
Рекомендованная разница давлений в насосной и приводной камерах (Ps-Pn) равна 10,5 PSI (72,4 кПа).
Максимальное возможное расстояние переполнения d0 зависит от физико-механических свойств материала эластичной диафрагмы, таких как предел прочности на разрыв, максимальное растяжение и др. d0 примем равным 12 мм или 0,012 м, что соответствует максимально возможному растяжению материала диафрагмы, после которого происходит разрыв.
Тогда по формуле k =   =   = 9595,6 Н/м = 9,6 кг/см.
2. Жёсткость возвратной пружины по предложенной формуле
k =
Находим данные для расчёта.
2
Площадь плунжера Ap = 0,001590431 м
(Ps-Pn) = 72,4 кПа = 72400 Па
d0 = 0,012 м
Fи.общ = Fи.гж + Fи.узла = ρ · F · h ·   + Fи1 + Fи2 + Fи3 + Fи4, (Н)
Fи.гж = ρ · F · h ·   – сила инерции перемещаемой гидрожидкости в приводной камере, где
ρ – плотность гидрожидкости. В качестве гидрожидкости обычно применяют минеральное масло
3
ρ = 910 кг/м
2
F – площадь плунжера; F = 0,001590431 м
h – ход плунжера; h = 0,09 м
n – максимальная частота вращения насоса; n = 450 об/мин
r – эксцентриситет (смещение от оси) шатунных шеек коленвала; r = h\2 = 0,045 м
Тогда Fи.гж = ρ · F · h ·   = 910 · 0,001590431 · 0,09 ·   = 8,3 Н
Fи.узла = Fи1 + Fи2 + Fи3 + Fи4
Fи1 -  сила инерции опоры диафрагмы 12
Fи1 = m · a,
Масса опоры диафрагмы m = 0,23 кг
Ускорение перемещения опоры диафрагмы a =   , где
r – середина смещения опоры диафрагмы, где возникает максимальное ускорение;
Полный ход (смещение) опоры диафрагмы равняется 30 мм, тогда середина
r = 30/2 = 15 мм = 0,015 м
2
Тогда a =  =   = 21,2 м/с
Тогда сила инерции опоры диафрагмы Fи1 = m · a = 0,2 · 21,2 = 4,24 Н
Аналогично находим силы инерции других деталей
Fи2 -  сила инерции диафрагмы 13
Fи2 = m · a = 0,043 · 21,2 = 0,91 Н
Fи3 -  сила инерции пластины прижимной 14
Fи3 = m · a = 0,14 · 21,2 = 2,97 Н
Fи4 -  сила инерции штока 15
Fи4 = m · a = 0,23 · 21,2 = 4,876 Н
Тогда Fи.узла = Fи1 + Fи2 + Fи3 + Fи4 = 4,24 + 0,91 + 2,97 + 4,876 = 13 Н
Fи.общ = Fи.гж + Fи.узла = 8,3 + 13 = 21,3 Н
Находим жёсткость возвратной пружины
k =  =  = 11397,67 Н/м = 11,4 кг/см
0
Нетрудно определить, что при максимальной нагрузке с учётом сил инерции (Ap ·  (Ps – Pn) + Fи.общ), расстояние переполнения d0 для пружины возвратной выполненной согласно прототипа с жёсткостью 9,6 кг/см составит d = 0,014 м = 14 мм, что на 2 мм больше, чем максимально возможное растяжение диафрагмы при работе насоса (12 мм), что с большой вероятностью приведёт к выходу диафрагмы из строя.
При расчёте жёсткости пружины возвратной с учётом сил инерции перемещающихся гидрожидкости и узла опоры диафрагмы на максимальной частоте вращения (450 об/мин) исходя из значений конструкции насоса, приведённого на фиг. 1 была получена жёсткость возвратной пружины 11,4 кг/см, что на ~19% выше, чем рекомендовано в патенте-прототипе.
Таким образом, учет силы инерции перемещающихся гидрожидкости и узла опоры диафрагмы в формуле расчёта минимальной жесткости пружины возвратной, обеспечивает надежность работы насоса при различной частоте вращения, позволяет упростить конструкцию и снизить материалоемкость изделия путем исключения деталей.