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. 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. 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<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. 6, 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. 6, 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. 2, 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. 2, 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].

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. 2, а и 5), 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.7, 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;

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;

β — угол отклонения струи, вытекающей из щели клапана.

 

 

Рис. 7. Клапаны:

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

 

 

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. 7, 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) (3)

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 (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.