ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНЫЕ КЛАПАНЫ

Клапан является в общем случае устройством, предназначенным для управления потоком жидкости путем автоматического изменения рабочего окна под воздействием протекающей через него рабочей жидкости.

Предохранительные клапаны ограничивают повышение давления в си­стеме сверх заданного путем периодического и однократного отвода (стравливания) жидкости в бак. Переливные клапаны предназначены для поддержания давления в системе путем непрерывного стравливания жидкости, как, например, при дроссельном регулировании расхода (скорости гидродвигателя).

Различают клапаны прямого действия и двухступенчатые клапаны (с серводействием). В клапанах прямого действия размеры рабочего окна изменяют в; результате непосредственного воздействия на запорно-регулирующии 1 орган (затвор) проходящего через него потока рабочей жидкости. В клапанах 6 серводействием размеры рабочего окна (окон) изменяются в результате воздействия потока жидкости на запорно-регулирующии орган через проме­жуточный элемент. Применяется также название «клапан давления», под которым понимается регулирующий гидроаппарат, предназначенный для управления давлением жидкости, а также «напорный клапан», предназна­ченный для ограничения давления в подводящей гидролинии, причем в за­висимости от выполняемой функции эти клапаны могут называться предохра­нительными и подпорными клапанами.

Клапаны прямого действия.

Принцип действия таких клапанов, применяемых в гидросистемах машин, основан на уравновешивании внешней силой (пружиной, электромагнитом, грузом и пр.) усилия давления жидкости, действующего на затвор клапана(шарик, плунжер с конусным посадочным местом и пр.), который под дей­ствием этой силы плотно (герметично) перекрывает проходной канал (рис.

Рис. 1. Схемы предохранительных клапанов

После того как сила давления жидкости, действующая на затвор клапана, преодолеет эту противодействующую внешнюю силу, затвор, сместившись со своего седла, откроет проход для жидкости в сливную линию (в бак). При понижении давления на входе в клапан ниже значения, соответствующего противодействующей внешней силе, затвор вновь перекроет проход жидкости в бак. В соответствии с этим предохранительный клапан является дроссели­рующим устройством (органом) с переменной площадью проходного сечения. Наиболее простым из предохранительных клапанов является шарико­вый с постоянной (рис. 62, а) или регулируемой затяжкой пружины. Однако эти клапаны применимы лишь при относительно небольших давлениях и кратковременном действии, так как при длительной работе шарик вследствие вибрации неравномерно вырабатывает (разбивает) гнездо клапана. Для уменьшения этой неравномерности выработки седла шарик, в особенности в клапанах систем высоких давлений, снабжают направляющей m (рис. 1, б), с помощью которой обеспечивается его перемещение лишь вдоль оси.

К этому же типу относится клапан с конусным затвором, схемы которого изображены ни рис.1,в и 2,а. Обязательным условием обеспечения герметичности последнего клапана является соблюдение строгой соосности цилиндрической и конусной поверхностей затвора, а также соосности направляющего цилиндра корпуса клапана и конусного гнезда.

Регулировка предварительного сжатия пружины 2 (рис. 2, а) осущест­вляется с помощью болта 3. Для демпфирования колебаний предусмотрен дроссель 1.

Рис. 2. Расчетные схемы предохранительных клапанов с конусным

затвором.

.

Характеристики клапана. Качество предохранительного клапана оценивается его статической и динамической характеристиками.

Статическая характеристика выражает зависимость между входной и выходной величинами в установившемся режиме при разных, но постоянных нагрузках

Для клапанов такие характеристики обычно выражают зави­симость давления р и перемещения h затвора в функции расхода Q (р=f(Q) и h=f(Q)).

Динамическая характеристика описывает переходной процесс, про­исходящий в клапане в период перемещения затвора и изменения, нагрузки, расхода и т. д. К последним характеристикам относятся также и частотные характеристики, снятые в режиме вынужденных колебаний.

Расчет клапана для работы в статическом режиме сводится к определению площади рабочего окна, необходимого для прохода через него требуемого расхода Q жидкости при заданном перепаде давления Др. Расход жидкости Q и перепад давления ∆р связаны уравнением (20), в которое входит переменная площадь рабочего окна, зависящая от высоты h подъема клапана а также переменный коэффициент расхода μ.

На рис. 3 представлен экспериментальный график зависимости коэффи­циента расхода μ, клапана с углом конусности затвора при вершине, равным α=90°, от Re при различных перепадах давления ∆р=р₁—p₂. Re рассчитывалось по выражению

где r_г = f/σ — гидравлический радиус;

здесь σ = 2πd — смоченный периметр; . ,

d—средний диаметр сечения щели, образованный затвором и седлом клапана.

Эксперименты проведены на масле АМГ-10 при температурах 30 и 50° С. На этой кривой достаточно отчетливо наблюдаются два участка Re < 40 и Re > 40. Для первого участка (Re < 40) коэффициент расхода может быть вычислен по выражению

μ=0,126Re.

Для второго участка (Re > 40), который является основным (преобла­дающим) для клапанов, коэффициент расхода практически не зависит от Re и может быть принят для этого клапана μ=const=0,75.

В ряде рекомендаций этот коэффициент при Re Po — усилие пружины при сжатии ее на h₀ + h;

здесь Ро — усилие пружины при предварительном сжатии на h₀;

f_эф 0);

–площадь проекции поверхности пояска гнезда на плоскость, перпендикулярную к оси затвора.

Для определения дополнительного усилия давления жидкости, действую­щего в рассматриваемой щели, пользуются средним значением давления, ко­торое по опытным данным

р_ср=0,45(p₁—р₂).

Отсюда давление, при котором клапан закроется (h~0),

При недостаточной герметичности конусного затвора дополнительное усилие от давления жидкости в щели гнезда клапана войдет также и в баланс сил, действующих в момент его отрыва от седла при открытии' клапана, ввиду чего подобный клапан откроется при давлении ниже дав­ления, получаемого из выражения (2).

Разрыв в давлениях начала открытия и конца закрытия такого клапана можно понизить уменьшением ширины опорной поверхности гнезда. В част­ности, контакт затвора клапана с седлом по кромкам, близким к острым, обеспечивается часто тем, что углы при вершинах затвора и гнезда выпол­няются различными (рис. 4 а). Площадь 1, на которую действует давление жидкости в начале открытия и в конце закрытия клапана, определяется для этого клапана площадью вершины конуса

Распространены также клапаны с коническим седлом и сферическим зат­вором (рис. 4, б). Эти клапаны обладают относительно небольшим сопротив­лением течению жидкости (в 1, 5—2 раза ниже, чем в клапанах с коническим затвором). Угол β седла последнего клапана обычно равен 90° и диаметр D сферы D = 2d. Площадь, на которую действует давление жидкости в начале открытия и в конце закрытия этого клапана, является площадью сечения сферы по точкам ее контакта с гнездом плоскостью, перпендикулярной к оси клапана

Рис. 4. Клапаны:

а — с неравными углами конусов затвора и гнез­да; б — со сферическим затвором

Эта площадь

Рис.

Переливные клапаны

Рассмотренные клапаны могут применяться как в качестве предохрани­тельных с эпизодическим действием, так и в качестве переливных, поддер­живающих постоянное давление жидкости в системе путем непрерывного отвода (слива) части жидкости в бак. В практике такой гидроаппарат назы­вают часто клапаном перепада давления или клапаном давления, предназна­ченным для поддержания определенного перепада давления в подводящей и отводящей гидролиниях. Гидравлическими параметрами этого клапана являются разность давлений в нагнетательной р_н и сливной р_сл линиях и рас­ход (перепуск) Q_СЛ в линию слива (рис: 5):

О_сл=Q_h–Q_д,

где Q_H — подача насоса;

Q_д=Q_н—Q_cл — расход потребителя (гидродвигателя).

В силу специфичности работы переливных клапанов они обычно выпол­няются с плунжерным затвором. Величина h₀ перекрытия затвором (плунже­ром) окна, через которое масло после открытия клапана перетекает в бак, должна быть несколько больше размаха возможных осевых колебаний плун­жера при его вибрациях с тем, чтобы он не ударялся при этом о свою опору. Для демпфирования энергии колебаний в клапане предусмотрено дроссель­ное отверстие а.

Связь между давлениями на входе в клапан р_н и на выходе р_сл, а также расходом жидкости через клапан (расходом на слив) Q_CЛ получим совместным решением следующих уравнений (гидродинамической силой и трением пренебрегаем) расхода жидкости

;

равновесия затвора клапана

,

где d и h — диаметр и ход затвора (открытие клапана);

Р₀ — сила предварительного сжатия пружины (при h + h₀ = 0);

С — коэффициент жесткости пружины;

h₀ — размер перекрытия плунжером окна слива в закрытом положении клапана, т.

Решив эти уравнения относительно h, получим

Перепад давления в начале открытия проходного сечения (в момент отрыва затвора от седла) клапана

К переливным клапанам не предъявляется требование герметичности, поэтому сила, обеспечивающая герметичность, в закрытом положении кла­пана может быть принята равной нулю 'и соответственно Р₀ = 0.

В этом случае условие равновесия клапана

Очевидно, и в случае переливного клапана для получения возможно более пологой кривой р_н = f(Q_CЛ), т. е. для уменьшения степени влияния рас­хода Q_СЛ жидкости на давление р_н, следует уменьшать коэффициент жест­кости пружины G и увеличивать диаметр d проходного отверстия клапана.

Действие гидродинамической силы. После отрыва затвора от седла (h > 0) появится в месте дросселирования жидкости гидродинамическая сила Р_гидр, стремящаяся закрыть клапан, т. е. действующая в том же направлении, что и усилие пружины. Эту силу можно рассматривать как дополнительную гидравлическую пружину с переменной жесткостью.

Гидродинамическая сила представляет собой реакцию потока жидкости на затвор клапана и может достигать значения, способного существенным образом изменить баланс действующих на него сил. В некоторых случаях усилие пружины составляет в этом балансе менее 50% общей силы, дей­ствующей на затвор.

Осевая составляющая гидродинамической силы потока жидкости по за­кону изменения количества движения (см. рис. 2, б)

Р_гидр = Qρ (u₁ — u₂ COS α/2),

где Q и ρ — объемный расход и плотность жидкости;,

u₁ и u₂–средняя скорость жидкости перед затвором (в подводящем канале) и в проходной щели (в струе) клапана; α/2 — угол отклонения потока в щели клапана.

Исследования показывают, что, направление потока для распространенных в клапанах углов конусности затвора при вершине (140°) практически совпадает с образующей конуса затвора. В соответствии с этим угол α/2 может быть принят равным, половине угла при вершине конуса затвора.

Поскольку скорость u₁>>u₂, ею в большинстве случаев расчета можно пренебречь. В результате получим упрощенное выражение

Р_гидр = –Qρu² COS α/2.

Так как Р_гидр увеличивается с повышением расхода, а следовательно, увеличивается с подъемом затвора клапана, в практике часто вводят по ана­логии с понятием жесткости пружины С понятие гидродинамической жесткости:

где ∆h — приращение подъема клапана, обусловленное увеличением расхода жидкости.

Опыты показывают, что С_гидр так же, как и жесткость пружины С, изме­няется в широком диапазоне расходов пропорционально открытию затвора, и практически не зависит от перепада давления на затворе клапана.

Суммируя гидродинамическую жесткость

с жесткостью пружины

,

получим результирующую суммарную жесткость клапана

Опыт показывает, что гидродинамическая жесткость во многих случаях превышает (в 2 раза и более) жесткость пружины, ввиду этого приращение усилия на клапане ∆Р, обусловленное суммарной жесткостью С_рез, значи­тельно превышает приращение ∆Р_пр, обусловленное жесткостью самой пружины:

∆Р » ∆Р_пр

В соответствии с этим изменение силы давления жидкости на затворе клапана

∆Р = ∆Р_гидр + ∆Р_пр.

С учетом рассматриваемой гидродинамической силы уравнения, выражаю­щие равновесие затвора клапана с острыми кромками седла, примут при мак­симальном расходе вид

Влияние сил инерции. На характеристику клапана в переходном режиме влияет также его динамика, обусловленная ускорением подвижных частей. Инерционные усилия в клапане определяются ускорением и массой затвора с присоединенной массой пружины, значение которой обычно принимается равной 0,5 массы пружины. В некоторых случаях (в клапанах больших раз­меров, а также при малом сечении и большой длине сливных каналов) учи­тывается также масса жидкости над клапаном и в каналах; для приближен­ных расчетов присоединенную массу пружины и жидкости в этом случае обычно принимают равной 0,5 массы пружины.

Ускорение затвора принимается из условия равноускоренного его движения

где h и ∆t — высота и время подъема (открытия) затвора клапана.

Опыт показывает; что заброс давления при открытии клапана может до­стигать 50% номинального давления.

Способы стабилизации давления. Для стабилизации давления необходимо, чтобы после открытия затвора возникла добавочная сила, которая нагружала бы его в направлении действия давления жидкости (сжимала бы пружину). Для этой цели часто используют действие на затвор потока жидкости при изменении направления входящей струи.

Рис. 6. Схемы элементов клапана с компенсацией сил, действующих на затвор

На рис. 6, а показана схема плунжерного клапана, в котором для этой цели выполнена промежуточная кольцевая камера b, расположенная после проходной золотниковой щели. В этой камере при работе клапана образуется промежуточное давление 0 0.

При малых расходах (при малых h) реактивной силой потока можно пренебречь, в результате получим

(h₀ + h) С = ∆рf.

Следовательно,

Из уравнения (3) следует

Дифференциальные клапаны

Для уменьшения размеров пружин и усилий их затяжки, которые при больших расходах и давлениях жидкости принимают в случае клапанов пря­мого действия недопустимые значения, применяют дифференциальные кла­паны с гидравлическим уравновешиванием части усилия, развиваемого дав­лением жидкости. Это уравновешивание в большинстве конструкций осу­ществляется при помощи дополнительного поршня 1, связанного с основным поршнем затвора клапана. Практически в основу конструкций большинства клапанов дифференциального типа (рис. 7,б) положен неуравновешенный плунжер, имеющий порски а и b разных диаметров. Очевидно, в этом клапане пружина воспринимает лишь усилие давления жидкости, действующего на эффективную площадь, равную разности площадей торцов плунжера:

Усилие предварительного сжатия пружины 1 для этого клапана находят из уравнения

где d₁ и d₂ — диаметры поясков b и а плунжера клапана.

Чрезмерное уменьшение эффективной площади затвора клапана, т. е. уменьшение разности площадей (d₁–d₂) поясков а и b, приведет к тому, что доля сил трения в балансе сил, действующих на плунжер, будет настолько велика, что клапан не сможет удовлетворительно выполнять свою функцию из-за большого гистерезиса трения.