Башта Т.М. - Машиностроительная гидравлика (1067403), страница 74
Текст из файла (страница 74)
гО 20 ЮО 40 Я лреил для стабилизации давленил необходн- рнс. 222. Характеристики мо, чтобы после открытия затвора воз- снл,действующнх нааатвор никла добавочная сила, направленная конусного клапана в сторону действия давления нгидкости (сжимала бы пружину). Для этой цели часто используют действие на затвор потока жидкости, достигаемое изменением направления входящей струи. На рис.
223, а показана схема плуннгерного клапана, в котором для этой цели выполнена промежуточная кольцевая камера 8, расположенная после проходной золотниковой щели. В этой камере при работе клапана образуется промежуточное давление О (р' ( р„, создагощее дополнительное усилие на плупжер 2, противодействующее усилию пружины 1. Путем соответствующего выбора площади атой камеры и канализации ее можно добиться требуемого исправления характеристики клапана р = / (Ч).
Для улучшения рассматриваемой характеристики применяют также клапаны с обратным конусом (рис. 223, б), в которых благодаря значительному отклонению потока жидкости можно получить гидродинамические силы, способные компенсировать растущее с подъемом клапана усилие пружины. Помимо этого, эффект компенсации здесь обусловлен также тем, что с подъемом аатвора 88е увеличивается эффективная его площадь, поскольку при подъеме л', ) И (рис.
223, б). Эффект компенсации может быть повышен при применении двойной конусности посадочного гнеэда (рис. 223, в), благодаря которой в промежуточной камере а при открытом затворе совдается некоторое давление 0 ( р' ( р„, действующее на затвор в направлении силы давления жидкости (против направления действия усилия пружины).
Опыт покаэывает, что в клапане этой схемы представляется возможным получить практически стабильную характеристику 4дй Лл 4 ф а! Рнс. 223. Схемы клапапоп с промежуточным давлением с обратным (отрнцательпым) конусом Вибрации клапанов. Клапан вместе со столбом жидкости представляет собой сложную колебательную систему. При известных условиях клапан в переходных режимах может вступить вследствие инерции подвижных его частей и упругости жидкости и пружины в колебания (вибрации), которые в условиях резонанса выаовут колебания давления во всей гидравлической системе.
В частности, при мгновенном унеличении расхода аатвор клапана в силу инерции сместиться с некоторым аапаздыванием, в реаультате давление под ним реэко возрастет, что выведет клапан после страгивания за пределы нового равновесного положения„соответствующего измененному расходу; при этом излишне большое открытие (перемещение) аатвора выаовет резкое снижение давления, что, в свою очередь, приведет к кэлишне большому перемещению его в сторону закрытия.
Кроме того, при этих изменениях расхода иаменяется скорость ие потока жидкости в щели между клапаном и седлом (см. рис. 219, в) ввиду чего иаменяется среднее давление р, в щели, что нарушает равновесие снл, действующих на аатвор. 6 результате затвор клапана может вступить в автоколебания, происходящие обычно с высокой амплитудой и частотой. Источником колебаний клапанов могут быть также прочие различные внешние и внутренние возмущения, однако основным из 382 них является пульсация потока жидкости подаваемой насосом (см. стр. 141).
Возникновению и поддержанию этих колебаний способствует воздух, находящийся в жидкости в нерастворенном состаянии. Наиболее нежелательным является такой режим, когда частота возмущающих импульсов совпадает или кратна частоте собственных колебаний затвора клапана. Нри совпадении частот наступят резонансные колебания большой амплитуды. Для устранения резонансных явлений требуется создать такое сопротивление прн перемещении затвора клапана, сила которого была бы по возможности пропорциональна скорости его перемещения.
Этим условиям наиболее полно удовлетворяет гидравлическое демпфирование, достигаемое путем применения дросселей а (см. рис. 218 — 219, а). Очевидно, что эффективность демпфирования зависит от рабочего сечения клапана и от величины дросселирующего канала, размер которого подбирается акспериментально. Влияние сил инерции. На характеристику клапана в переходном режиме влияет также динамика клапана, обусловленная ускорением подвижных его частей.
Инерционные усилия в клапане определяются ускорением, массой затвора клапана и присоединенной массой пружины, величина которой обычно принимается равной '/э массы пружины. В некоторых случаях (в клапанах больших раамеров и сливных каналах большой длины и малого сечения) учитывается также масса жидкости над клапаном н в каналах. Для приближенных расчетов присоединенную массу пружины и жидкости обычно принимают равной '!э массы пружины. Ускорение аатвора клапана принимается из условия равно2э ускоренного его движения э = —, где Й и А1 — высота и время АП' подъема (открытия) клапана.
Опыт показывает, что всплеск (ааброс) давления прн открытии клапана может достигать 50% номинального значения давления. КЛАПАНЫ ПЛАСТИНЧАТОГО (ПЛОСКОГО) ТИПА В некоторых гидроприводах применяют клапаны с плоскими посадочными поясками (рис. 224, а). Эти клапаны отличаются при обеспечении точности и чистоты обработки рабочих поверхностей высокой герметичностью и надежностью. Расход жидкости через клапан где 1 = лай — переменная площадь проходного сечения; д и Й вЂ” диаметр отверстия седла клапана и подъем затвора; р — коэффициент расхода. Поскольку течение я<идкостн через клапан с плоским ватвором и узкой опорной поверхностшо носит обычно турбулентный характер, значение коэффициента расхода для этого случая моя<но принять при распространенных режимах постоянным и равным р = = 0,62.
На затвор клапана со стороны н<идкости действует при открытии клапана усилие (трением и толщиной г седла пренебрегаем) Р = Р„+ Р, = Лр! + ()р (и, — из соэ ()) = = <>рг'+ ри, (и, — и, соз 6) 7', (397) Р> ~ л> Р а) Ф Рис. 224. Расчетные схемы клапанов с плоским затвором (а) н плзстннчатого разрывного (б) типа Р „= Р;,в + сй =- (Ьо + й) с, 884 где Р, = ('р (и, -- из соз ))) = ри>) (и„— и, соз р) — гидродинамическая сила (реакция потока на затвор), обусловленная изменением количества двнн<енин; Р„ — сила статического давления жидкости; у и р — секундный расход жидкости через клапан и ее плот- ность; <>Р = Р> — Р, — пеРепад давлениЯ до (Р,) и после (Рз) затвоРа; пб> 7= — — площадь гнезда (подводящего канала) клапана; 4 и> и и, — средняя скорость жидкости перед затвором (в отверстии гнезда) и в щели клапана; р — угол отклонения струи, вытекающей нз щели клапана.
Угол отклонения струи р является величиной переменной и зависит от подъема затвора клапана, уменьшаясь с увеличением последнего. Значение этого угла зависит от .>з величины подъема Й и соотношения размеров с' Р, <(и в(см. рис. 224,а), р> а поэтому точное опреб деление зависимости этого угла от подъема определить чрезвычайно сложно, ввиду этого ограничиваются приближенными оценками и экспериментальными данными. Допуская Й = а>, значение этого угла можно принять при приближенных расчетах равным () =- 69' (см. стр.
359). При значительных перекрытиях (х> ) <() и небольших подъемах затвора Ь можно принимать р = 90'. Усилие пружины, действующее на затвор после открытия кла- пана, где Р;„= сйо усилие начального сжатия пружины (при Ь = О); Ь вЂ” переменное аначение подъема затвора, обеспечивающее заданный расход; йо — величина начального сжатия пружины (при Ь = О); с — коэффициент жесткости пружины.
В соответствии с этим условие равновесия аатвора клапана определится: до открытия затвора т оо = сйо = пРо1' после открытия затвора Р р — — (йо+ й) с= Ар~+ ® (ит — ио соз ()), где Лро и ЛР— пеРепад давлениЯ пРи Ь = 0 и пРи й ) О. При малых расходах (при малых значениях Ь) реактивной силой потока можно пренебречь, в результате получим (Ьо+ Ь) с= АРг. Следовательно, йо+ й= Ар( с Из уравнения (397) следует Р Ор (и~ — и, соо ~3) 1"ър = —— Т / Диаметр затвора клапана обычно составляет с(„= 4,25 о(. ДИАФРАГМЕННЫЕ КЛАПАНЫ Для систем сверхвысоких давлений, применение в которых обычных предохранительных клапанов аатруднительно, часто используют диафрагменные (пластинчатые) клапаны (рис.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
