Предохранительные и редукционные клапаны

ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНЫЕ И РЕДУКЦИОННЫЕ КЛАПАНЫ

Клапан является в общем случае устройством, предназначенным для управления потоком жидкости путем автоматического изменения рабочего окна под воздействием протекающей через него рабочей жидкости. В гидро­приводах клапаны используются в основном в качестве регуляторов давле­ния и расхода жидкости. Регуляторы давления подразделяются на предохра­нительные (переливные) и редукционные клапаны, регуляторы расхода под­разделяются на стабилизаторы и ограничители расхода, а также делители потока и обратные клапаны.

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

Рис. 62. Схемы предохранительных клапанов

(шарик, плунжер с конусным посадочным местом и пр.), который под дей­ствием этой силы плотно (герметично) перекрывает проходной канал (рис. 62).

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. 62, б), с помощью которой обеспечивается его перемещение лишь вдоль оси.

К этому же типу относится клапан с конусным затвором, схемы которого изображены ни рис. 62, в и 63, 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. 63, а) осущест­вляется с помощью болта 3. Для демпфирования колебаний предусмотрен дроссель 1.

Рис. 63. 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. 64 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<40 принимается равным μ=const=0,8.

Поскольку сечение щели между затвором и седлом клапана при подъеме изменяется, при расчете принимают среднее значение ее диаметра. В частности, для конусного затвора средний диаметр щели при его подъеме опреде­ляют приближенно (см. рис. 63, а и б):

Рис. 64. Зависимость коэффициента расхода клапана μ от Re

В соответствии с этим текущая площадь проходной щели клапана с ко­нусным затвором и с острой кромкой седла

где t— размер щели в сечении, перпендикулярном к направлению потока;

d — диаметр канала клапана (острых кромок седла);

d₁ — диаметр эффективного сечения конуса затвора клапана в поднятом положении.

Из расчетной схемы клапана (см. рис. 63, а и б) следует, что

в соответствии с чем

где h — высота подъема затвора клапана по его оси;

α — угол при вершине конуса затвора.

Поскольку h значительно меньше d, вторым членом разности можно, в особенности при небольших подъемах (открытиях), пренебречь, в резуль­тате получим упрощенное выражение

В соответствии с этим выражение для расхода через клапан

(38)

где – проводимость клапана.

Пользуясь выражением (38), находим высоту подъема рассматриваемого клапана с острой кромкой седла:

Высота подъема в клапанах с α = 60÷90° обычно выбирается равной h=(0,2÷0,3)d. Во избежание заклинивания угол а должен быть α≥60°.

Для применяемых в гидроприводах предохранительных клапанов высоких давлений и малых расходов подъем затвора обычно

h = (0,1+ 0,5) d,

где d — диаметр проходного отверстия в седле клапана.

Для больших расходов и малых давлений применяют клапаны с подъемом затвора h = (0,25÷0,35) d.

Ввиду того, что коэффициент расхода μ для конусных клапанов с доста­точно острой кромкой гнезда сохраняется практически постоянным в широ­ком диапазоне подъемов h затвора (см. рис. 64), выражение (38) можно пред­ставить для конкретных условий в виде

,

где — постоянный для данных условий член.

Предыдущее выражение для Q показывает, что при1 всех прочих равных условиях расход пропорционален квадратному корню из перепада ∆р = р₁ — р₂ давления.

Скорость жидкости в подводящем канале (в отверстии гнезда) предохра­нительного клапана при расчетах обычно выбирают до 15м/сек, а в отдельных случаях в клапанах высокого давления — до 30 м/сек и выше.

Силы, действующие на затвор клапана. На затвор клапана действуют силы гидростатического давления и трения, силы гидродинамического воз­действия потока, боковое усилие, обусловленное несимметричностью распре­деления давления жидкости в радиальном зазоре и несоосностью затвора и отверстия, а также силы бокового давления, вызываемого несимметричным действием усилия пружины.

На первом этапе расчетов клапана учитывают лишь силы гидростатиче­ского воздействия.

Перепад давления ∆р, соответствующий началу открытия (или концу /закрытия) затвора предохранительного клапана, для клапана с острыми кромками посадочного седла (см. рис. 63, а), т. е. условие равновесия ста­тических сил, действующих на затвор клапана, можно определить (без учета сил трения и веса затвора) по уравнению

, (39)

где ∆р = р₁— p₂ — перепад давления на затворе клапана;

здесь р₁ и р₂ — давление на входе в клапан и в сливной его камере;

— проекция поверхности затвора клапана, омываемой жидкостью под давлением, на плоскость, перпенди­кулярную к его оси (площадь сечения затвора по линии контакта его с кромками седла);

при максимальном расходе жидкости имеет вид

где Рmах > Po — усилие пружины при сжатии ее на h₀ + h;

здесь Ро — усилие пружины при предварительном сжатии на h₀;

f_эф <fо— эффективная площадь клапана [см. выражение (40)];

h — подъем клапана по оси (см. рис. 63, а и б).

Влияние формы гнезда. В реальных клапанах гнездо имеет не острые кромки, а некоторую поверхность (см. рис. 63, в), ввиду чего стабильность сил давления жидкости, действующих на клапан, а следовательно, и разница в давлениях р_н в начале открытия и р₀ в конце закрытия будет еще более значительной. Из рис. 63, в видно, что перед отрывом затвора клапана от седла усилие пружины уравновешивается давлением жидкости, действующим на проекцию омываемой, поверхности затвора, которой для герметичного клапана будет площадь сечения отверстия диаметром d. После же того как затвор оторвется от своего гнезда, жидкость поступит в щель, образованную седлом и конусом затвора, в результате площадь, на которую будет дей­ствовать давление жидкости, увеличится на проекцию площади седла на плоскость, перпендикулярную к оси затвора. Очевидно, что давление у внут­ренней кромки контакта затвора с седлом равно рабочему давлению р₁ тогда как у внешней кромки щели оно понизится до давления р₂, равного давлению на выходе из клапана. При конусности поверхностей, образующих щель, изменение давления от р₁ до р₂ происходит по закону, изображен­ному на рис. 63, в (заштрихованные площадки).

В соответствии с этим условие равновесия сил, действующих на затвор клапана в момент закрытия окна,

где р_ср — среднее давление, действующее на этот поясок после отрыва кла­пана от седла (h > 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 (39).

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. 66, 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. 66, 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. 66. Клапаны:

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

Эта площадь

Рис. 67. Расчетная схема перелив­ного клапана плунжерного типа

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: 67):

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. е. размер, на который должен переместиться затвор от своей опоры до положения начала слива жидкости.

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. 63, 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. 68. Схемы элементов клапана с компенсацией сил, действующих на затвор

На рис. 68, 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<р'<р_н, создающее дополнительное усилие на плунжерный затвор 2, противодействующее усилию пружины 1. Путем соот­ветствующего выбора площади этой камеры можно добиться требуемого ис­правления характеристики клапана.

Для улучшения рассматриваемой характеристики применяют также кла­паны с обратным конусом (рис. 68, б), в которых благодаря значительному отклонению потока жидкости можно получить гидродинамические силы, спо­собные частично компенсировать растущее с подъемом клапана усилие пру­жины. Помимо этого эффект компенсации здесь обусловлен также тем, что с подъемом затвора увеличивается эффективная его площадь, поскольку при подъеме d₁ > d.

Эффект компенсации может быть повышен при применении двойной ко­нусности посадочного гнезда (рис. 68, в), благодаря которой в промежуточной камере а при открытом затворе создается некоторое давление 0<р'<р_н, воздействующее на затвор в направлении действия давления жидкости (против направления действия усилия пружины).

Опыт показывает, что в клапане этой схемы представляется возможным получить практически стабильную характеристику.

Колебания (вибрации) клапанов. На затвор клапана, находящегося в потоке жидкости, постоянно действует пульсирующее давление насоса, являющееся периодической функцией времени с периодами, равными обо­роту ротора насоса. Поскольку клапан представляет собой динамическую систему, связанную с упругой средой — жидкостью, в этой системе при определенных условиях могут возникнуть автоколебания, которые способны нарушить работу всей связанной с клапаном гидросистемы (вызвать пульса­ции давления и пр.), а также вызвать поломку пружины клапана.

При известных условиях клапан, в особенности клапан с конусными кром­ками седла (см. рис. 63, в), может вступить в переходных режимах в колеба­ния (вибрации), которые в условиях резонанса вызовут значительные коле­бания давления во всей гидросистеме. Так, например, при мгновенном уве­личении расхода затвор клапана в силу действия сил инерции придет в дви­жение (откроется) с некоторым запаздыванием, в результате давление перед клапаном резко возрастает, что выведет затвор за пределы требуемого рав­новесного сложения, соответствующего новому расходу. Это излишне большое открытие (перемещение) затвора вызовет резкое снижение давления перед ним, что, в свою очередь, приведет к излишне большому перемещению затвора в сторону закрытия.

Кроме того, в клапане с конусным седлом колебания расхода и сопровож­дающие их колебания скорости потока жидкости в щели между затвором и седлом вызывают колебания давления в ней, которые вследствие нарушения равновесия сил, действующих на затвор, являются дополнительным факто­ром, возбуждающим колебания. Очевидно, чем выше перепад давления в кла­пане и чем больше ширина кромки седла, т. е. чем больше разность D — d, где D и d — диаметр основания и вершины конусного седла (см. рис. 63, в), тем большим будет рассматриваемый возбуждающий эффект.

В результате указанного затвор клапана может вступить в автоколеба­ния, происходящие обычно с высокой амплитудой и частотой.

Источником, возбуждающим колебания клапанов, могут быть также про­чие внешние и внутренние возмущения, основными из которых являются пульсации потока жидкости, подаваемого насосом [7].

Для снижения вероятности вхождения клапана в резонансные колеба­ния следует избегать режима, в котором частота возмущающих импульсов совпадает с частотой собственных колебаний затвора клапана, определяемой массой самого затвора и пружины с присоединенным объемом жидкости, или кратна ей. Необходимо также избегать совпадения частоты собственных ко­лебаний клапана с частотой пульсации потока жидкости в системе.

Резонансные явления можно устранить путем создания сопротивления при перемещении затвора клапана, сила которого была бы по возможности пропорциональна скорости его перемещения. Этим требованиям наиболее полно удовлетворяет гидравлическое демпфирование (см. рис. 63, а и 67), с помощью которого можно обеспечить устойчивость при всех практически возможных возбуждениях. Очевидно, что эффективность демпфирования клапанов зависит от размера дросселирующего канала, который обычно подбирается экспериментально.

Клапаны пластинчатого (плоского) типа

В некоторых конструкциях гидроприводов применяют клапаны с плос­кими посадочными поясками (рис. 69, а), которые отличаются высокой repметичностью и надежностью.

На затвор клапана со стороны жидкости действует при открытии усилие

Р = ∆рf + Qρ(u₁ – u₂ cosβ),

где ∆р = р₁ — р₂ — перепад давления до (р₁) и после (р₂) затвора;

– площадь гнезда (подводящего канала) клапана;

Qρ(u₁ – u₂ cosβ) — гидродинамическая сила (реакция потока на затвор), обусловленная изменением количества движения;

Анализ динамической устойчивости клапана является темой курса «Теория автомати­ческого регулирования и динамика гидропневмосистем».

здесь Q — объемный расход жидкости через клапан;

ρ — плотность жидкости;

u₁ и u₂ — средняя скорость жидкости перед затвором (в отвер­стии гнезда) и в щели клапана;

Рис. 69. Клапаны:

а <— с плоским затвором; б — с дифференциальным плунжером

β — угол отклонения струи, вытекающей из щели клапана. Угол отклонения потока Р является величиной переменной и зависит от подъема h затвора клапана, уменьшаясь с увеличением последнего, а также от размеров D, d и s (рис. 69, а), ввиду чего точное определение зависимости этого угла от подъема определить чрезвычайно сложно, поэтому ограни­чиваются приближенными оценками и экспериментальными данными. При условии D — d этот угол можно принять при приближенных расчетах рав­ным р = 69°. При значительных перекрытиях (D > d) и малых подъемах затвора можно прини­мать р = 90°.

Усилие пружины, действующее на затвор после открытия кла­пана (h>0),

Р_пр = P₀ + Ch = (h₀ + h)C,

где P_о = Ch_o усилие начального сжатия пружины (при h = 0);

здесь h_о — начальное сжатие пру­жины (при h = 0);

h — переменное значение подъема затвора, обес­печивающее расход Q. В соответствии с этим условие равновесия затвора клапана: до открытия затвора

Р₀= Ch₀ = ∆p₀f;

после открытия затвора

Pпр=(h0+h)C = ∆рf + Qρ(u₁ – u₂ cosβ) (41)

где ∆р₀ и ∆р — перепад давления при h = 0 и при h > 0.

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

(h₀ + h) С = ∆рf.

Следовательно,

Из уравнения (41) 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. 69, 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 (см. рис. 65).

Двухступенчатые предохранительные клапаны

При применении клапанов прямого действия в системах высоких давле­ний диаметры их затворов практически ограничены размером 25мм, поскольку при более высоких их значениях недопустимо растут усилия пружин.

Рис. 70. Двухступенчатые предохранительные клапаны

Жидкость под рабочим давлением р₁ подводится в камеру а, соединенную через дрос­сельное отверстие b с полостыо с и полостью е на входе во вспомогательный предохранительный клапан 3. Давление р₁ в полости с действует на поршень 1, удерживая (совместно с пружиной 4) затвор 5 в закрытом положении. Кла­пан закрыт до тех пор, пока давление р3 в полости с не преодолеет усилия пру­жины 2 и не откроет вспомогательный клапан 3. После открытия этого кла­пана давление жидкости в полости с вследствие сопротивления дроссельного отверстия b понизится по сравнению с давлением в полости а, в результате затвор 5 оторвется от своего седла и давление р₁ в полости а понизится до значения, при котором расход жидкости через клапан 3 будет равен тому количеству жидкости, которое поступит в полость с через дроссельное отвер­стие b. Процесс вытеснения жидкости, а следовательно, и открытия основного затвора клапана 5 зависит от перетекания в камеру с жидкости из напорной магистрали через дроссельное отверстие b.

Изменением усилия предварительного сжатия пружины 2 затвора вспо­могательного клапана 3 можно регулировать основной (запорный) клапан.

Для уравновешивания затвора 5 от сил сливного давления в нем выпол­нено сверление g, соединяющее сливную полость h клапана с цилиндрической камерой d, диаметр которой равен диаметру седла 6 клапана.

В конструкции клапана обычно предусматривается возможность дистан­ционного управления разгрузкой насоса (переводом его в режим холостого хода). Для этого в клапане выполнено отверстие 1, при соединении которого со сливной магистралью давление в полости с понизится до давления в этой магистрали (р₁ ~ р₂), в результате затвор 5, переместившись вправо, соеди­нит напорную и сливную магистрали.

Рис. 71. Схема действия двухступенчатого предохранительного клапана

На рис. 70, б представлена схема подобного клапана со вспомогательным шариковым клапаном внутри основного клапана. Этот клапан прост в изготовлении, однако отличается неуравновешенной силой сливного давления, значение которой определяется отношением

.

где d₁ и d₂ — диаметр поршня затвора и гнезда клапана.

Рассмотренный клапан часто выполняется по схеме, представленной на рис. 71. 'При давлении в системе ниже заданного (рис. 71, а) затвор шарико­вого клапана-датчика 3 закрыт. При этом давления в полостях b и с, которые сообщаются между собой через дроссельное отверстие а в поршне 1, равны. Пружина 4 удерживает поршень 1 в положении, при котором входной канал b закрыт.

При повышении давления выше заданного значения, на которое рассчи­тана пружина 2, шариковый затвор 3 клапана–датчика открывается, и дав­ление в полости с падает, в результате чего в полостях b и с создается пере­пад давления, под действием которого поршень 1 переливного клапана пере­мещается, соединяя канал нагнетания с баком (рис. 71, б).

Для сглаживания (срезания) забросов давлений (например, давлений, развивающихся при гидравлическом ударе), рекомендуется применять кла­паны прямого действия (см. рис. 62), так как при применении для этих целей клапанов с серводействием (см. рис. 70—71) могут возникнуть вследствие неизбежного запаздывания в отработке сигнала (в открытии основного за­твора клапана) большие забросы давления. Как видно из схемы, приведен­ной на рис. 71, смещение основного затвора (переливного клапана) может произойти лишь после того, как будет открыт вспомогательный клапан и жидкость, заполняющая камеру с, вытеснится в бак через отверстие клапана-датчика 3. Однако эти клапаны отличаются более высокой, чем одноступен­чатые их типы, стабильностью давления, которая достигается здесь благо­даря тому, что нагрузка на затвор 5 (см. рис. 70) клапана осуществляется давлением жидкости, максимальное Значение которого определяется характеристикой пружины 2 вспомогательного клапана 3 небольшого размера. Благодаря небольшому расходу жидкости через дроссельное отверстие b в поршне давление жидкости на поршень 1 при изменении расхода практи­чески не будет изменяться, а следовательно, стабильным будет и давление р₁ при всех режимах потока жидкости через рабочее окно (щель) переливного клапана.

Редукционные клапаны постоянного давления

Рис. 72. Расчетные схемы редукционных кла­панов

Редукционный клапан или редуктор (рис. 72, а) представляет собой авто­матически действующий дроссель, сопротивление которого равно в каждый данный момент разности между переменным давлением р_н на входе в кла­пан и постоянным (редуцированным) давлением P_ред<Р_н на выходе. Кла­пан предназначен для понижения (редуцирования) давления в ка­ком-либо отводящем участке ма­гистрали (гидролинии) и поддер­жания этого давления постоянным независимо от давления в подво­дящей магистрали, которое должно лишь несколько (на 2—3 кГ/см²) превышать редуцированное дав­ление.

Эти клапаны применяются в основном в том случае, если от одного источника расхода (насоса) питается несколько потребителей, (исполнительных двигателей), требующих разных давлений. Источник расхода (насос) в этом случае рассчитывают на макси­мальное давление, необходимое для питания какого-либо из по­требителей.

В простейшем виде редукцион­ный клапан (рис. 72, а) пред­ставляет собой плунжер 2 с дрос­селирующей конусной головкой с на правом конце и с уравновеши­вающим поршеньком а на левом. Жидкость под высоким давлением р_н подводится к каналу b и отво­дится под редуцированным дав­лением р_ред<р_н через канал е. Понижение давления с входного р_н до выходного р,%д и поддержа­ние последнего на постоянном уровне обусловлено динамическим равновесием сил, действующих на подвижный плунжер 2, из которых усилие пружины 1 дей­ствует в сторону увеличения открытия проходной щели высотой у, соеди­няющей каналы b и е, а давление р_ред в камере d и гидродинамическая сила действуют в сторону уменьшения этой щели.

При некотором малом ч(меньше расчетного) давлении р_ред плунжер 2 усилием пружины 1 отжимается вправо и увеличивает зазор у, по которому жидкость поступает из канала b высокого давления р_н в канал е редуцированного давления р_ред. После того как давление р_ред в последней линии превысит расчетное давление, на которое отрегулирована пружина 1, плун­жер 2 под действием давления р_ред жидкости переместится влево, частично или полностью перекрывая доступ жидкости из канала b в канал е редуци­рованного давления.

При условии, что диаметр сечения конусной головки с затвора плоско­стью, проходящей по точкам контакта ее с кромками седла (соответствует седлу с острыми кромками), равен диаметру поршенька а, силы давления р_н на плунжер 2 в начале открытия щели (зазор у — 0) уравновешиваются (р_ред не зависит от р_н), и уравнение состояния клапана имеет вид (силами инерции и трения пренебрегаем).

где – площадь указанного сечения конуса затвора;

P₀ = Сy₀ — усилие предварительного сжатия пружины 1 (при у = 0);

y₀ и С — предварительное сжатие пружины и ее жесткость.

При открытой щели (у > 0) на затвор будет дополнительно действовать в сторону закрытия затвора гидродинамическая сила Р _г, с учетом ко­торой уравнение равновесия плунжера 2 примет вид

;

где р'_ред — редуцированное давление при у > 0.

При небольших перемещениях величинами у и Р _г можно вследствие их относительной малости пренебречь, в результате для расчета редуциро­ванного давления можно пользоваться предыдущим уравнением, которое показывает, что при принятых допущениях расчетное значение р_ред не зависит от входного давления р_н. Однако вследствие нестабильности влия­ния на гидродинамические силы Р_г перепада давления ∆р=р₁—р₂, наблюдается также некоторое нарушение стабильности р_ред, т. е. р_ред=f(p_н)

Для компенсации.влияния на р_ред возможных изменений давления р_сл в сливной магистрали гидросистемы последняя соединена с камерой 1, ввиду чего сила сливного давления на поршенек а плунжера 2 суммируется с уси­лием пружины 1.

Недостаток этого клапана —низкая чувствительность к изменениям р_ред, обусловленная трением поршня и малой площадью элемента, на который дей­ствует редуцированное давление. Для устранения трения и повышения чувствительности при невысоких (3—5 кГ/см²) редуцированных давлениях применяют клапаны, роль поршня в которых выполняет резино–каневая гофрированная мембрана 2 (рис. 72, б).

Жидкость под высоким давлением р_н подводимая через канал d в камеру с, пройдя дросселирующую щель высотой у, образованную конусным затвором 3 и гнездом клапана, поступает в камеру е и канал b потребителя редуцированного давления р_ред. Пружина 1, как и в рассмотренной выше схеме, стремится открыть затвор 3 клапана, а силы давлений р_ред жидкости на мембрану 2 и силы давления р_н на связанный с ней затвор 3 стремятся его закрыть (уменьшить высоту щели у). Для демпфирования колебаний применен дроссель 4.

Выражение, отражающее работу такого клапана, основано на следующих исходных уравнениях:

расхода жидкости через щель клапана

; (42)

равновесия затвора под действующими на него силами (допускаем равно­мерное распределение давления по площади затвора и пренебрегаем силами трения и гидродинамического воздействия)

, (43)

где у и α — открытие (ход затвора) клапана и угол конуса затвора при его вершине;

Р₀ — усилие сжатия пружины при закрытом затворе клапана (при у = 0);

D и d — диаметры мембраны и седла клапана.

Подставив в выражение (42) у из выражения (43), получим

.

где

Положив в уравнении (43) y=0, получим выражение для определения максимального давления p_ред на вы­ходе из редуктора

.

Рис. 73. Редукционный клапан мембранного (сильфонного) типа (а) и редукционно–предохранительные клапаны (б и в)

Из последнего выражения сле­дует, что выходное давление р_ред
несколько зависит от входного р_н, увеличиваясь с уменьшением послед­
него.

Благодаря значительному превы­шению диаметра D мембраны над диаметром d гнезда клапана, а также уменьшенному трению рассмотрен­ный клапан отличается высокой чув­ствительностьюПри более высоких редуцирован­ных давлениях мембрана заменяется поршнем 1 того же диаметра D (рис. 72, в). Расчет производится по тем же уравнениям с добавлением в выражение (43) силы трения поршня.

В некоторых случаях требуется обеспечить высокую чувствительность и поддержание заданного редуцируе­мого давления при малых расходах

(близких к нулю). Поскольку при рассмотренных выше плунжерных схемах с щелевым уплотнением и конусными затворами (рис. 72) обеспечить тре­буемую герметичность трудно, применяют клапаны с пластинчатым (плос­ким) затвором 1, в котором уплотнение подвижного соединения осуществлено при помощи металлического сильфона 2 (рис. 73, а).

Условие равновесия такого клапана без учета гидродинамической силы может быть приближенно записано

,

где – площадь поперечного сечения входного канала (отвер­стия) диаметром d,

F — полезная площадь сильфона (см. стр. 61);

Р_пр — суммарное усилие пружины 3 и сильфона 2 при нулевом подъеме клапана (у = 0);

С₁ — суммарная жесткость пружины 3 и металлического сильфона 2;

у — открытие клапана.

При малом подъеме клапана величиной С₁у можно пренебречь, в результате получим выражение для вычисления редуцированного давления

Редукционно-предохранительные клапаны

На рис. 73, бив представлена схема клапана, в котором совмещены функ­ции редукционного и предохранительного клапанов. Положение клапана, представленное на рис. 73, б, соответствует подводу к потребителю жидкости под редуцированным давлением. При этом жидкость из магистрали нагнета­ния под давлением рн поступает через щель между грибком клапана 1 и седлом в корпусе 2 к потребителю.

До того, пока давление р_ред в системе потребителя не достигло заданного значения, поршень 3 отжат пружиной 4 в крайнее левое положение. В этом положении конусная игла клапана 1 упирается в седло поршня 3, пружина 5 сжата, поэтому клапан открывает максимальный проход жид­кости к потребителю.

При повышении давления р_н на входе в редуктор повышается также дав­ление р₁ в полости потребителя, в результате поршень 3 под действием давления жидкости сжимает пружину 4 и перемещается вправо. При этом под действием пружины 5 вправо перемещается также и клапан 1, в резуль­тате зазор между левым грибком клапана и седлом корпуса уменьшается. При достижении заданного редуцированного давления р_ред в системе кла­пан 1 закроется полностью. При уменьшении редуцированного давления в системе поршень 3 снова переместится влево и откроет клапан, в резуль­тате давление в системе увеличится.

При повышении редуцированного давления сверх заданного значения сила давления жидкости на поршень 3 увеличивается настолько, что он, перемещаясь вправо (рис. 73, в), отходит от конусной иглы клапана 1, в результате конусный грибок этого клапана сядет в свое гнездо корпуса 2, а между иглой клапана и седлом поршня 3 при дальнейшем его перемеще­нии образуется зазор, через который жидкость из камеры а редуцирован­ного давления поступает на слив. В этом случае редуктор действует в ка­честве предохранительного клапана системы потребителя (системы реду­цированного давления).

Двухступенчатые редукционные клапаны

Для повышения стабильности редуцированного давления применяют редукционные клапаны непрямого (двухступенчатого) действия (рис. 74). Этот клапан состоит из подвижного конусного затвора 1, второй конец которого выполнен в виде поршенька 2. При условии равенства диаметров поршенька d₁ и гнезда d₂ конусного затвора и у ~ 0 входное давление рн, действующее на затвор, уравновешивается. Кроме того, поскольку камера a выходного (редуцированного) давления р_ред соединена через дроссельное отверстие b с камерой с, при d₁ = d₂ также уравновешивается сила выход­ного давления р_ред, действующая на затвор).

При повышении выходного давления р_ред сверх расчетного значения шариковый клапан 3 приоткроется, в результате давление в камере с по­низится и создастся перепад давления между камерами а и с, под действием которого затвор 1 переместится вверх, уменьшая при этом зазор у а следовательно, снижая расход жидкости в камеру а. В результате давление р_ред снизится до заданного значения, при достижении которого шариковый кла­пан 3 вновь закроется, а конусно-поршневой затвор 1 будет находиться в со­стоянии динамического равновесия под действием давления р_ред жидкости.

Рис. 74. Двухступенчатый ре­дукционный клапан

Если выходное давление р_ред в камере а понизится ниже расчетного значения, то зазор у под действием пружины, действующей на затвор, уве­личится, и давление в камере восстановится, повысившись до прежнего зна­чения.

Таким образом, расход через шариковый клапан 3, определяемый сопротивлением дрос­сельного отверстия b, не зависит от расхода через зазор у, образованный седлом клапана и конусным затвором 1.

Клапан обеспечивает высокую стабильность величины р₁ практически независимо от вход­ного давления р_н и расхода жидкости из ка­меры а.

Дата добавления: 2015-09-30