Предохранительные клапаны

Размещено на http://www.allbest.ru/

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. 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-регулирующие 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-регулирующие 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. 1).

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 м.

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

где r_г = f/у -- гидравлический радиус;

здесь у = 2рd -- 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

м=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 м=const=0,75.

В ряде рекомендаций этот коэффициент при Re<40 принимается равным м=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. 3 Зависимость коэффициента расхода клапана м 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;

б -- 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

(1)

где - проводимость клапана.

Пользуясь выражением (1), находим высоту подъема рассматриваемого клапана с острой кромкой седла:

Высота подъема в клапанах с б = 60ч90° обычно выбирается равной h=(0,2ч0,3)d. Во избежание заклинивания угол а должен быть б?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 = (0,25ч0,35) d.

Ввиду того, что коэффициент расхода м 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

, (2)

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;

h -- подъем клапана по оси (см. рис. 2, а и б).

Влияние формы гнезда. В реальных клапанах гнездо имеет не острые кромки, а некоторую поверхность (см. рис. 2, 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. 2, 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. 2, 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 (h0),

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 в 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. 5 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: 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 = Qс (u₁ -- u₂ COS б/2),

где Q и с -- объемный расход и плотность жидкости;,

u₁ и u₂-средняя скорость жидкости перед затвором (в подводящем канале) и в проходной щели (в струе) клапана; б/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 б/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 = -Qсu² COS б/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 + Qс(u₁ - u₂ cosв),

где ?р = р₁ -- р₂ -- перепад давления до (р₁) и после (р₂) затвора;

- площадь гнезда (подводящего канала) клапана;

Qс(u₁ - u₂ cosв)-- гидродинамическая сила (реакция потока на затвор), обусловленная изменением количества движения;

здесь Q -- объемный расход жидкости через клапан;

с -- плотность жидкости;

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

в -- 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 + Qс(u₁ - u₂ cosв) (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.

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. 8 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. 9 Схема действия двухступенчатого предохранительного клапана

На рис. 8, 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. 9. 'При давлении в системе ниже заданного (рис. 9, 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. 9, 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. 8--9) 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. 8) 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.

Типовые конструкции клапанов непрямого (двухступенчатого) действия

клапан гидросистема пружина предохранительный

На рис. 10, а показана конструкция предохранительного клапана непрямого действия, состоящего из основного и вспомогательного клапанов. Основной клапан имеет корпус 2, гильзу 3, золотник 4, пружину 5, крышки 1 и 6 и уплотнение. Золотник поджат пружиной 5 к седлу гильзы 3. Корпус 2 имеет полости: напорную Р, сливную Т, торцовые Г и Ж. Для уменьшения силы пружины 5 полость Ж соединена через малое отверстие (дроссель) Е с полостью Р. Полость Г также соединена с полостью С при помощи канала Д. Вспомогательный клапан состоит из корпуса 7, седла 8, конического клапана 9, пружины 10, винта 11 и уплотнений. Давление настройки клапана 9 регулируется винтом 11, сжимающим пружину 10. Напорная полость седла 8 соединена с полостью Ж основного клапана каналом И. Полость Л соединена со сливной полостью Т основного клапана каналом М.

Принцип работы клапана следующий. Если давление в полости С не превышает давления настройки, то оба клапана (основной и вспомогательный) закрыты. При этом золотник 4 основного клапана поджат к седлу корпуса 2 под действием суммарной силы Fnp + Fp, где Fnp --· сила пружины 5 и Fp -- сила давления жидкости в полости Ж. При увеличении давления в полости С сверх давления настройки вспомогательный клапан 9 открывается, и рабочая жидкость из полости Ж поступает через щель клапана в полость Л, а из нее по каналу М в сливную полость Т.

Из-за потери давления в отверстии (дросселе) Е давление в полости Ж уменьшается, и золотник 4 под действием силы давления жидкости в полостях Г и Ж перемещается влево, сжимая пружину 5 и открывая проход рабочей жидкости через основной клапан из полости Р.

Клапан имеет каналы КЙ, К2 и X, которые при необходимости могут быть соединены с внешними распределителями для его дистанционной разгрузки.

На рис. 10, в приведена характеристика клапана с -- f (Q) -- зависимость давления настройки с от расхода рабочей жидкости Q, проходящей через клапан (на рисунке Q _min и Q _ном -- минимальный и номинальный расходы; Дс -- изменение давления настройки в диапазоне расхода от Q _min до Q _ном)

Предохранительные клапаны непрямого действия МКПВ производства ОАО «Гидравлика» (г. Грязи Липецкой обл.) для стыкового и трубного монтажа по ТУ2-053-1737-85 (рис. 11) состоят из следующих основных деталей и узлов: корпуса 1, клапана 8, размещенного в гильзе 10, пружины 9 и вспомогательного клапана 3, а в исполнении с электроуправлением они дополнительно комплектуются пилотом, устанавливаемым на клапане 3. Масло из напорной линии подводится к отверстию Р корпуса и отводится в сливную линию через отверстие Т. Отверстие Р через малое отверстие 11 в клапане 8 соединено с надклапанной полостью 2, откуда масло через клапан 3 может поступать в отверстие Т по каналу 7. Если давление в гидросистеме не превышает давления настройки клапана 3 (регулируется винтом б, сжимающим пружину 5), последний закпыт до тех пор, пока сила от давления в отверстии Р не уравновесит силу от давления в полости 2 и силу пружины 9, после чего давление в отверстии Р (в напорной линии гидросистемы) автоматически поддерживается постоянным в широком диапазоне расходов масла через клапан. Если отверстие X соединить с линией слива, давление в полости 2 упадет, и клапан 8 под действием небольшого давления (~0,3 МПа) в отверстии Р поднимется, сжимая сравнительно слабую пружину 9 и соединяя отверстия Р и Т (режим разгрузки). В аппаратах с электроуправлением разгрузка производится при выключенном (нормально открытое исполнение) или включенном (нормально закрытое исполнение) электромагнита

Рис. 11 Конструкция (а) и типовая статическая характеристика (б) предохранительного клапана непрямого действия МКПВ для стыкового монтажа

Размещено на Allbest.ru