Гидроаппаратура

Гидроаппаратами называют устройства, служащие для управле­ния потоками жидкости: изменения или поддержания заданного давления или расхода, а также изменения направления движения потока.

Среди всей массы гидроаппаратов можно выделить три наиболее характерных типа.

1. Гидрораспределители, основным назначением которых явля­ется изменение согласно внешнему управляющему воздействию, на­правления движения потоков жидкости в нескольких гидролиниях. Наиболее широко применяются золотниковые гидрораспределители.

2. Клапаны — устройства, способные изменять проходную пло­щадь, пропускающую поток, под его воздействием. Основное назна­чение клапанов поддерживать в полостях гидросистем давление жидкости в заданных пределах независимо от пропускаемого расхода (напорные и редукционные клапаны), ограничивать в безопасных пределах повышение давления (предохранительные клапаны), допускать движение потока в одном определенном направлении (обрат­ные клапаны).

3. Дроссели — регулирующие устройства, способные устанавли­вать определенную связь между перепадом давления до и после дросселя и пропускаемым расходом.

Часто гидроаппараты совмещают функции основных перечис­ленных типов. Например, гидрораспределители кроме распредели­тельных функций часто выполняют функции дросселей, а клапаны используются как элементы, распределяющие потоки.

Гидроаппараты совместно с гидромашинами (насосами и гидро­двигателями) образуют гидросистемы и, в частности, гидропередачи.

Гидрораспределители разделяют по типу запорно-регулирующих элементов на золотниковые, крановые и клапанные.

Гидроклапаны

Клапаны используются в гидросистемах и гидропередачах в ка­честве автоматических регулирующих устройств

Рассмотрим различные виды клапанов и их функции:

Работа клапанной системы распределения

Клапанная система распределения состоит из всасывающего и нагнетательного самодействую­щих клапанов.

Клапан представляет собой тарелку 3, опертую на пружину 4 (рис. 3.5). При открытом клапане тарелка образует с седлом 1 коль­цевую щель 2 высотой z, которая благодаря действию силы пру­жины R_п и веса клапана G_K способна пропускать жидкость только в одном направлении. Уплотняющие пояски bd тарелки тщательно притирают к седлу, чтобы обеспечить герметичность закрытого клапана. Щели клапанов делают коническими и плоскими. Притирка плоских клапанов проще, и при износе их легче ремонтировать. Однако, как показано ниже, в быстроходных насосах с такими кла­панами наиболее часто возникают стук и вибрация. Насосные кла­паны должны выдерживать без заметного износа большое число рабочих циклов. Для этого их посадку на седло следует произво­дить без удара, что достигается при определенной ширине поясков, при которой жидкость из щели высотой z при сближении поверх­ностей выдавливается достаточно медленно.

Обычно клапаны выполняют так, чтобы при диаметре клапана d_K ширина уплотняющих поясков bd и максимальный подъем z_max были бы значительно меньше d_K

Разность давлений р_к.о при открытии клапана определяется силами начального поджатия пружины R_п.о и весом клапана Gк:

Характеристика клапана р_к == f (Q_к) представляет собой воз­растающую зависимость (рис. 3.6). Увеличение р _к с увеличением Qк или, что то же, с ростом подъема z клапана связано с перераспре­делением давления жидкости по поверхности тарелки открытого клапана по сравнению с закрытым: в окрестности входа в щель и в щели, где скорости жидкости велики, давление по сравнению с состоянием покоя снижается.

Рис. 3.7. Коэффициенты расхода и силы для клапанов в функции Re

Характеристика клапана описывается системой следующих уравнений:

уравне­ние пропускной способности клапана

(3.21) (3.22) (3.23)

где с — коэффициент жесткости; z₀ — начальное поджатие пружины.

В этих уравнениях площадь кольцевой щели S_щ = πd_кz для плоского и S_щ≈πd_кz sin β для конического клапанов. Коэффициенты расхода μ и ψ силы давления являются экспериментальными величинами. На рис. 3.7 приведены, по опытным данным К. Н. Попова, графики этих величин в зависимости от числа Re= (2/ρ)р_к • 2z/v. Приведенные графики показывают, что плоский клапан при больших Re (больше z и р_k) может переходить на отрывной режим течения в щели. Внезапное изменение μ вызывает при этом внезапное изменение р_к , что проявляется в виде шума и вибраций в насосе. Показанная на рис 3.6 возрастающая характеристика особенно нежелательна для всасывающих клапанов: увеличение потери давления р_к при большом расходе Q может служить причиной возникновения кавитации в цилиндре насоса вблизи середины цикла заполнения.

Чтобы характеристика была более пологой, всасывающие клапаны делают большого диаметра d_K. Тогда при особенно малом отношении bd/dk отличие распределения давлений при открытом и закрытом клапане несущественно и р_к≈ р _к.о

Однако такие клапаны велики, инертны и ограничивают допустимую частоту циклов, т. е. п.

Клапанам поршневых насосов присуще свойство запаздывания. Из-за отсутствия жесткой связи между клапанами и поршнем момент закрытия клапанов отстает от моментов прохождения поршнем через мертвые точки А и Б, когда изменяется направ­ление его движения

Жидкость, перетекающая через клапаны в процессе их запазды­вания, преодолевает только сопротивление клапанов, которое обычно невелико. Поэтому явление запаздывания клапанов не связано с ощутимой затратой энергии двигателем и мало влияет на КПД насоса. Так как жесткой кинематической связи клапанов с поршнем нет, время их посадки при запаздывании определяется только свойствами самих клапанов. При увеличении частоты вращения насоса n, когда время рабочего цикла уменьшается, время запазды­вания по отношению к нему возрастает.

Запаздывание уменьшается с уменьшением массы клапана, его площади Sк = πd²_к/4 и высоты подъема z _max. Таким образом, для повышения частоты вращения без уменьшения использования рабо­чего объема насоса приходится применять меньшие клапаны и допу­скать их меньший подъем. Согласно зависимостям (3.21) и (3.22) это приводит к увеличению давления р_к , т. е. к применению более сильной пружины. Возрастание р_к означает увеличение сопротивления клапанов, что в конечном итоге ведет к уменьшению КПД и, что особенно важно, к ухудшению всасывающей способности насосов.

Перед посадкой клапана его скорость υ_п сближения с седлом определяет характер контакта поверхностей при посадке. Если скорость мала, жидкостная пленка выдавливается из щели под уплотняющей поверхностью bd (см. рис. 3.5) и скорость снижается до нуля к моменту соприкосновения поверхностей. С возраста­нием υ_п у жидкости, выдавливаемой из щели, способность к демпфи­рованию уменьшается и по достижении некоторого

критического значения υ_n посадка клапана на седло начинает происходить с конечной скоростью, т. е. с ударом, воспринимаемым на слух. При посадке со стуком клапаны быстро изнашиваются и теряют герметичность. Ско­рость клапана перед посадкой определяется величиной tg γ = -dz/dα пропорциональной z_max и п:

Экспериментальный график предельных значений С =z_max*n_max = f(m/S_K).По данным исследований И. И. Куколевского и Л. К. Ляховского, показан на рис. 3.8 (на нем т — масса клапана; S_к — площадь его тарелки). При выборе n и z_max во избежание ударной посадки обязательно соблюдение условия z_max*n< С. Таким образом, стремление увеличить частоту вращения, сохра­няя при этом хорошую всасывающую способность поршневого насоса, встречает большие трудности из-за особенностей рабочего процесса клапанной системы распределения; с ростом вязкости перекачиваемой жидкости эти трудности возрастают.

Клапан (рис. 3.73) имеет запорно-регулирующий элемент 6, опи­рающийся в закрытом положении на седло 7, направляющую часть 3, обеспечивающую центровку клапана относительно седла, и пружи­ну 2 (чаще с опорным шарниром 1), размещенные в корпусе 4. К ка­мере 5 корпуса присоединены подводящий 8 и отводящий 10 каналы.

В приведенном клапане открытие z изменяется в результате не­посредственного воздействия потока жидкости пропорционально про­пускаемому расходу Q. Такой клапан называют клапаном прямого действия.