Башта Т.М. - Машиностроительная гидравлика (1067403), страница 71
Текст из файла (страница 71)
Принципиальные схемы таких клапанов представлены па рис. 217. В схеме копусного тарельчатого клапана, представленной па рис. 217, а, разгрузка осуществляется при помощи уравновезпивающего поршня. Для полно- го уравновешивания клапанпого распределителя должно быть соблюдено условие д„= Н„, гдето„— диаметр поршня и д„— диаметр окружности контакта копуспой части клапапного распредолителя с кромкой седла, которую в нашем случае принимаем острой.
При обеспечении укаэанного условия силы давления р, и р, хзидкости па клапаяный распределитель будут уравновешены. Для конуспого седла (рис. 217, б) можно принять приближенно 0, = И„+ г, где в — проекция конусной части седла па б) плоскость, перпендикулярную к оси клаРзс. 217. Схемы разгрузки клапзвоз рзс- Для устранения трения поршня припределителей меняют схемы с двойным копусиым кла- паном (рис. 217, в). Однако при применении атой схемы возникают трудности обеспечения одновременной посадки клапанов па свои гнезда. На рис. 213, а представлен клапан с уравновешиванием по схеме рис. 216, б как сил давлений, действующих на входе, так и на выходе. Клапан 2 в нижней своей части сяабхзен уравновешивающим поршнем в"; если диаметр Р, этого поршпя будет равен ди- 366 аметру Р седла клапана, последний будет разгружен от статических сил давления рг жидкости в камере Ь.
Для разгрузки клапана 2 от давления р, жидкости в камере а применен второй поршень' Х диаметром Р,. Из схемы видно, что при условии Х) = Рз .— .О, клапан будет полностью статически уравновешен от сил действия давления жидкости. К седлу он в атом случае будет прижат лишь усилием пружины 4. В случае Р„< Р к усилию пружины добавится усилие давления жидкости на неуравновешенную площадь я(Р' — 0;) Р = р, 4, прижимающее клапан к седлу. Для того чтобы компенсировать после отрыва клапана от седла (рз > 0) изменение усилия пружины, принимают Р, ) Х).
Конструктивное исполнение клапана с подобной разгрузкой приведено на рис. 213, а. Глава У ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНЫЕ И РЕДУКЦИОННЫЕ КЛАПАНЫ Предохранительный клапан является агрегатом эпизодического действия, предназначенным для ограничения возможности повышения в гидросистеме давления жидкости сверх установленной величины. Принцип действия клапана, применяемого в гидросистемах, основан на уравновешивании внешней силой (пружиной, РГ а=абеле а Р„бг а! б! б! б! Рис.
218. Схемы предохранительных клапанов шарикового (а и б), ковуспого (е) и плунжервого (е] типов грузом и пр.) давления гкидкости, действующего на клапан (шарнк или плунягер с конусным посадочным местом и пр.), который под действием этой силы плотно (герметично) перекрывает проходной канал. Наиболее простым нз предохранительных клапанов является шариковый (рис.
218, а) с постоянной кли регулируемой затяжкой пружины, который отличается просто той конструкции и изготовления, однако он применим лишь при относительно небольших давлениях и кратковременном действии, так как при длительной работе он вследствие вибраций неравномерно вырабатывает (разбивает) гнездо. С целью уменьшения этой неравномерности в выработке седла шарик, и в особенности в клапанах систем высоких давлений, обычно снабжают направляющей т (рис. 218, б), с помощью которой обеспечивается его перемещение лишь вдоль осн. К этому же типу относится клапан с конусным затвором, по- збз казанный на рис.
218, в. Обязательным условием обеспечения гер- метичности этого клапана является соблюдение строгой соосности цилиндрической и конусной поверхностой самого затвора, а также соосности направляющего цилиндра корпуса клапана и отверстия гнезда. Различают такнге переливкой клапан — клапан, постоянного действия, поддерживающий заданное давление нгидкости, подава- емой насосом на входе в гидроснстему. Этот клач Ю( пан отличается от пре- ~~ и дохранительного тем, 4~ что конструкция его э~, долнзна быть рассчитана Мд~ / на непрерывную работу. Гидравлическими параметрами переливного клапана (рис. 218, г) ~ является разность (рг— ! 1р, — рз) давлений в нагне- иг а тательной и сливной линиях н расход (пере- пуск) в линию слива ) расход (производи тел ьность) насоса к ()э = е Р ~о,з ~)„— О, — расход питания гидродвигателя.
В качестве перелив- $ ных обычно применяют 4.07 клапаны плунгкерных Ь ~~ 2 типов. Величина и перекрытия затвором (плунжером) окна, через Число ггвйвввэйси которое масло после от- г) крытия клапана перете- Рвс. 219. Расчетные схемы кокусвых клапа- кает абак, должна быть вов э график зависимости коэффициента рас- несколько больше вели- хода ет числа Рейкольдса чины размаха воаможных осевых колебаний затвора, с тем чтобы он не ударялся при атих колебаниях о свою опору. Для демпфирования этих колеба- ний применен дроссель а. Расход жидкости. Расчет клапана для работы в статическом режиме в основном сводится к определению площади расходного окна (рис.
219, а — в), необходимого для прохода через него требуе- мого количества жидкости (расхода)() при заданном перепаде дав- ления Лр. Й ~иби, Аналитииеское выражение зависимости Лр = 1 (Ч) для расхода через щель клапана с острой кромкой седла (рис. 219, а и б) имеет вид 0-И,)/ — ',~йд; йд=й'у,,-( — „', )*, (381) р — коэффициент расхода; л н у — ускорение силы тяжести и объемный вес жидкости; Ьр = р, — рт — перепад давления на клапане; 7', — эффективная площадь сечения проходной щели (окна) клапана. В зто уравнение входит как переменная площадь проходного сечения 1, аавнсящая от высоты подъема клапана, так и переменный коэффициент расхода р. Однако для турбулентного течения жидкости, которое является преобладающим для рассматриваемого случая, можно принять с достаточной точностью р = сопзФ.
Для конусных клапанов с острой кромкой гнеада коэффициент расхода при Ке ) 100 (где Ке= —, и — смоченный периметр) 40 можно принять р ж0,75. Поскольку диаметр сечения щели между затвором и седлом клапана может изменцться при подъеме, при расчете принимают среднее значение этого диаметра. В частности для конусного затвора средний диаметр щели при его подъеме приближенно определяют (см. рнс. 219, б) так: Н+Н~ аР т В соответствии с этим площадь проходной щели клапана (определяется по выражению у=я1,„г=яг~" +'" ), где о' — диаметр отверстия (острых промок седла) клапана; Н, — диаметр эффективного сечения конуса затвора клапана в поднятом положении (диаметр сечения конуса по точкам пересечения с его сторонами перпендикуляров, опущенных из острых кромок седла); г — размер проходного отверстия щели в сечении, перпендикулярном к направлению потока.
Из расчетной схемы клапана (см. рис. 219) следует, что И~ = Ы вЂ” Ьз(па и г=лз!и —, можем написать 2 ' 1=тийз1п — ~ 1 — — ипя) а/ 'а 2 ~ Ы' где й — высота подъема клапана по его оси; а — угол прн вершине конуса клапана. 370 Поскольку Ъ аначительно меньше и', вторым членом разности можно, и в особенности при небольших подъемах (открытиях), пренебречь, в результате получим упрощенное выражение 7' = пг(Ь зш 2 Пользуясь приведенными выражениями, находим высоту подъема затвора этого клапана: 2 Высота подъема в клапанах с углом при вершине а = 90' конструктивно выбирается обычно равной й = (0,04 — 0,1) Н. Во избежание заклинивания клапана значение а должно быть и ) 60'.
В ряде рекомендаций коэффициент расхода принимается равным р = 0,8. Кроме того, в некоторых рекомендациях коэффициент расхода принимают постоянным уже прн числах Рейкольдса Ке = 30 — 40. Однако допущение может быть принято для случая достаточно высоких давлений и когда седло клапана выполнено с весьма острой кромкой, т. е. при развитом турбулентном потоке. При наличии на седле фаски следует учитывагь возможность появления при малых подъемах ламинарного режима течения жидкости в щели и соответственно изменения (снижения) коэффициента расхода. На рис. 219, г представлен график экспериментальной зависимости коэффициента расхода(х клапана с конусным затвором (угол при вершине 90') от числа Рейнольдса Ке в логарифмических координатах при рааличных перепадах давления Лр = р, — рз = = 5; 10; 15 и 20 кГ/смз.
Эксперименты проведены на масле АМГ-10 при двух температурах 30 и 50 'С. Число Рейнольдса рассчитывалось по выражению 4 из 4И 20 Ке= 2(И И где г, — гидравлический радиус. На приведенной кривой можно видеть два участка Ке ( 30 и Ке ) 30. Для участка Ке ~ 30 коэффициент расхода может быть вычислен по выражению д=0,126 Ке и для участка Ке ) 30 коэффициент расхода практически не зависит от числа Рейнольдса и может быть принят для этого клапана р 0,75. Ввиду того, что коэффициент расхода р для конусных клапанов с острой кромкой гнезда сохраняется для реальных условий 371 практически постоянным в достаточно широком диапазоне открытий (подъемов) Л клапана, выражение (381) монино представить в виде д=ВР р — р,, (383) где В = рг(я ~,' — з!п — — постоянный для данных условий член. /2е .
а 2 Скорость жидкости в подводящем канале (в отверстии гнезда) предохранительного клапана обычно выбирают до 15 м!сек и лишь в отдельных случаях, в клапанах высокого давления, до 30 м~сек. Отношение площади маслопроводных каналов в корпусе клапана ла2 к площади /= — подводящего канала (гнезда клапана) (см.
4 рис. 219, а) обычно принимают равным 2: 1. Стабильность давления жидкости. Важной характеристикой клапана является стабильность поддерживаемого им давления при различных расходах жидкости, а также обеспечение минимального гистерезиса (см. рис. 220) в переходных режимах работы клапана.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
