2.2 Силовий розрахунок конічного крана

Затвори сферичного і циліндричного кранів працюють в умовах близьких до умов роботи плоского затвора вентиля. Кривизна ущільнення не відіграє великої ролі, оскільки радіус кривизни ущільнювальних поверхонь досить великий у порівнянні з мікронерівностями, а отже із висотою зазорів між поверхнями. Клиновий ефект у сферичному крані також не відіграє суттєвої ролі через великий кут, який утворюють ущільнювальні поверхні (біля 90⁰). У циліндричних кранах клиновий ефект відсутній. У зв’язку із цим питомий тиск, який необхідний для забезпечення герметичності сферичних і циліндричних кранів без змащування, визначається за формулою [4]

, (2.32)

де m_с – коефіцієнт, який залежить від типу робочого середовища;

с і k_c – сталі, які залежать від матеріалу ущільнення;

р_р - робочий тиск, кгс/см²;

n – ширина перекриття (ущільнення), см.

При проведенні проектних розрахунків приймається, що робочий тиск середовища дорівнює умовному тиску, тобто .

Значення коефіцієнтів с, k_c і m_с приведені у таблицях 2.4 і 2.5.

Таблиця 2.4 - Значення коефіцієнтів с, k_c

Матеріал ущільнення	Значення коефіцієнтів
	с	kc
Сталь і тверді сплави	35	1
Чавун, бронза і латунь	30	1
Алюміній і його сплави, поліетилен, вініпласт	18	0,9
Гума середньої твердості, пластикат поліхлорвініловий	4	0,6

Таблиця 2.5 - Значення коефіцієнта m_с

Робоче середовище	Значення коефіцієнта mс
Рідина (крім гасу і бензину)	1,0
Гази (крім водню і гелію)	1,5
Гас, бензин, водень і гелій	2,0

Слід відзначити, що питомий тиск на не плоских ущільнювальних поверхнях у сферичних і циліндричних кранах розподіляються нерівномірно. Проте і на плоских ущільненнях вентилів фактичний питомий тиск також розподілений не рівномірно через різну жорсткость і деформації елементів затвора. Тому питомий тиск, який знаходиться за формулою (2.32), є середнім по ущільненню.

У конічних кранах при роботі затвору проявляється клиновий ефект, а тому залежність питомого тиску (який необхідний для забезпечення герметичності) від тиску середовища буде відрізнятися від такої для плоского ущільнення. Експериментальне дослідження конічних кранів показали, що залежність середніх питомих тисків від робочого тиску при низьких тисках середовища має криволінійний характер , а в подальшому з ростом тиску стає майже прямолінійною.

На основі обробки експериментальних даних рекомендується наступна емпірична формула для визначення питомих тисків, які необхідні для забезпечення герметичності конічних кранів

, (2.33)

де q – розрахунковий питомий тиск на ущільнювальній поверхні, кгс/см²;

k_к – коєфіціент, який залежить від матеріалу корпусу и пробки;

k_м - коєфіціент, який залежить від наявності мастила на ущільнювальних поверхнях;

n – ширина перекриття (ущільнення), см;

p_p - робочий тиск, кгс/см².

Значення коефіцієнтів k_к і k_м приведені у таблицях 2.6 і 2.7.

Таблиця 2.6 - Значення коефіцієнтів k_к

Матеріал корпусу і пробки	Значення коефіцієнта kк
Алюмінієвий сплав	0,7
Чавун, латунь і бронза	1,0
Сталь	1,5

Осьове зусилля затягування, яке необхідне для забезпечення двосторонньої герметичності, визначається за формулою

. (2.34)

Таблиця 2.6 - Значення коефіцієнтів k_м

Вид змащування ущільнювальних поверхонь	Значення коефіцієнта kм
Без змащування	1,0
Змащування при виготовлені і профілактиці	0,6
Примусове змащування під час роботи (крани із змащуванням	0,2

У момент початку протікання речовини через ущільнення (перекриття) тиск середовища на вході в ущільнювання дорівнює робочому тиску p_p, а на виході дорівнює нулю. Прийнявши закон зміни тиску в ущільнювачі лінійним, знайдемо, що середній тиск середовища в ущільнювачі у момент початку протікання речовини буде дорівнювати . Тому при силовому розрахунку перекривальної арматури умовно приймають, що робочий тиск проникає до середини ущільнення. Із урахуванням цього зусилля від тиску середовища на пробку визначається за формулою

. (2.35)

У кранах при наявності мастила коефіцієнти тертя спокою і руху практично не відрізняються [4]. Відомо, що при терті змащених поверхонь коефіцієнт тертя зменшується при збільшенні питомого тиску. Тому в таблиці 2.7 приводяться значення коефіцієнтів тертя пробки об корпус крана при повороті у залежності від питомого тиску.

Момент тертя пробки об корпус при відкриванні крана

. (2.36)

Якщо прийняти, що втрати у сальнику і шайбі дорівнюють 25 % від моменту тертя пробки об корпус, то орієнтовний момент, який необхідний для відкривання крана,

. (2.37)

Таблиця 2.7 - Значення коефіцієнтів тертя пробки об корпус крана при повороті у залежності від питомого тиску

Матеріал основних деталей	Коефіцієнт тертя у залежності від питомого тиску в кгс/см2
	до 8	8…12	12…20	більше 20
Латунь, сталь	0,18	0,15	0,12	0,1
Корпус - алюміній, пробка - латунь	0,22	0,2	0,18	0,13

Орієнтовний розрахунковий крутячий момент

. (2.38)

Діаметр шпинделя (суцільного хвостовика пробки) у сальнику (для сальникових кранів) при проектному розрахунку визначається із умови кручення за формулою

, (2.39)

де - розрахункове допустиме напруження (див. розділ 4).

Знайдений діаметр шпинделя округляють до більшого значення. Слід відмітити, що, чим менший діаметр хвостовика пробки, тим легше керувати краном, і зношування кранової набивки також буде меншим. Тому рекомендується діаметр хвостовика пробки вибирати, виходячи із забезпечення необхідної міцності і технологічних вимог, а також можливості закріплення на шпинделі поворотної ручки (шестерні).

Крім ущільнювальних поверхонь іншим важливим елементом, який обмежує надійність роботи кранів, є сальник. Сальниковий вузол виконує у сальниковому крані дві функції:

- забезпечує герметичність крана по відношенню до зовнішнього середовища;

- забезпечує герметичність у затворі шляхом передачі зусилля затягування на пробку.

Мінімальні зусилля затягування сальника, які необхідні для виконання першої і другої функції, як правило, не співпадають. Якщо зусилля затягування для забезпечення герметичності самого сальника більше необхідного зусилля затягування затвора, то при забезпеченні герметичності в затворі буде пропускання середовища через сальник. При подальшому затягуванні сальника витоки через нього припиняться, але питомий тиск на конічних ущільнювальних поверхнях значно зросте. При цьому збільшиться спрацювання і небезпека здирання ущільнювальних поверхонь, а також зросте момент тертя при повертанні пробки крана. Це спричиняє зниження надійності і довговічності кранів.

Якщо зусилля затягування для забезпечення герметичності самого сальника менше необхідного зусилля затягування затвора, то при забезпеченні герметичності сальника герметичність затвора ще не буде забезпечене. При подальшому затягуванні сальника зростає ступінь ущільнення набивки і збільшується сила тертя набивки об хвостовик пробки. Це призводить до зростання зусиль керування краном, напружень у деталях, а також пришвидшує зношування набивки, тобто знову знижується надійність і довговічність.

Найбільш довговічною буде така конструкція крана, в якій мінімальне зусилля затягування ,яке необхідне для герметизації сальника і затвора співпадають. За такої умови зовнішній діаметр сальника визначається за формулою

. (2.40)

Максимальний питомий тиск, який діє на ущільнювальних поверхнях

. (2.41)

Ширина s і висота h_s сальника визначається за формулами

, . (2.42)

Момент тертя в сальнику

, (2.43)

де - коефіцієнт, який залежить від робочого тиску і відношення (таблиця 2.8).

Момент тертя у шайбі знаходиться за формулою

, (2.44)

де - коефіцієнт тертя у сальнику, який залежить від робочого тиску (таблиця 2.8);

- середнє значення радіуса сальника.

.

Крутячий момент, який необхідний для повороту пробки (відкриття сальникового крана)

. (2.45)

Розрахунковий крутячий момент для сальникових кранів також необхідно приймати із запасом, а тому

. (2.46)

Табл. 2.8