Основы теории работы клапанов

Экспериментальные исследования работы клапанов поршневого насоса показывают, что зависимости скорости поршня V, давления цилиндре р и высоты подъема клапанов h от угла поворота кривошипа φ имеют вид, изображенный на рисунке 6.37

Рисунок 6.37

Из графика видно, что клапаны запаздывают с открытием и закрытием по сравнению со скоростью движения поршня V на угол j₀' для всасывающего клапана и на угол j₀'' для нагнетательного. Следует также отметить, что, при резком изменении давления в цилиндре от рн рВ и наоборот, клапан испытывает значительные перегрузки, так как в это время поршень уже движется со скоростью V и V",а высота подъема клапана падает до нуля. Это может вызвать посадку клапана на седло с ударом.

Для определения закона изменения высоты подъема клапана, принимается упрощенная схема равновесия клапана в открытом состоянии, (гидравлическими и механическими сопротивлениями пренебрегаем).

В этом случае на клапан действует сила натяжения пружины R, вес тарелки G и гидростатическая сила давления.

где р1, р2 – давления жидкости;

- площадь тарелки клапана диаметром d (как показано на рисунке 6.38).

Рисунок 6.38

 

Из условия равновесия следует P = R + G или (р1 –p2) fKЛ, = R+G.

Таким образом, через кольцевое щелевое отверстие клапана движение жидкости происходит под напором:

Воспользовавшись формулой истечения жидкости через отверстие при постоянном напоре, определим расход жидкости в щели клапана

где μ - коэффициент расхода клапана, зависящий от его гидравлического сопротивления и от высоты подъема. (Например, для тарельчатого клапана с плоским дном при изменении высоты h = 1 мм до 12 мм коэффициент расхода μ убывает с 0,87 до 0,445 [8]);площадь щели клапана,у которого высота подъема h.

 

Теоретическая скорость истечения через клапан.

Из условия неразрывности потока расход через клапан равен мгновенной подаче насоса (расходу через седло клапана )

 

Следовательно, высота подъема клапана равна:

 

 

а скорость подъема клапана соответственно

 

Графическая зависимость высоты подъема и скорости клапан от угла поворота кривошипа показана на рисунке 6.39.

Рисунок 6.39

 

Если скорость клапана в начале хода имеет конечное значение (cos0=1), то для его подъема надо придать значительно теоретически бесконечно большое ускорение, т.е. приложить бесконечно большую силу. Исследование работы клапанов показывает, что давление открытия клапанов имеет конечное значение, немного превышающее давление соответствующего процесса.

Полученный закон движения клапанов не точен, так как работа клапана представлена из условия, что он открыт и находится в равновесии.

В действительности клапан находится в движении, при этом под тарелкой клапана в период подъема будет задерживаться жидкость и через седло будет проходить больше жидкости, т.е qс > μ , а при опускании клапана qс < μ .

Уравнение расхода движущегося клапана записывается с внесением поправки Вестфаля:

VKJl - принята с некоторым допущением по вышеприведенной формуле. Теперь высота подъема клапана равна

Графическое сложение синусоиды 1 и косинусоиды 2 на рисунке 6.40 позволяет определить угол запаздывания клапана φ0 и высоту запаздывания посадки клапана h0.

Рисунок 6.40

 

Графическая зависимость лучше совпадает с опытными данными исследования работы клапанов.

Такая работа клапана ведет к утечке жидкости и посадке клапана с ударом, так как при угле φ = 180° поршень имеет скорость V = 0, затем при движении поршня в противоположную сторону при открытом клапане резко меняется давление в цилиндре, что и приводит к посадке клапана с ударом.

Надо иметь в виду, что цилиндр насоса имеет два клапана, всасывающий и нагнетательный, следовательно, запаздывание закрытия одного из клапанов вызовет утечки жидкости через другой.

 

Безударная работа клапанов

Одним из требований, предъявляемых к клапанам, является условие спокойной безударной работы. В результате исследования работы клапанов профессор И.И.Куколевский (МВТУ) и другие исследователи установили «границу стука», т.е. скорость посадки клапана, при которой он начинает садится с ударом – стучать. Установлено, что эта скорость составляет VКЛ = 50÷60 мм/с при работе клапанов без уплотнений.

Максимальная скорость движения клапана и максимальная высота подъем клапана

Сравнивая и , получим VМАХ =ώ·hМАХ или

VКЛ = 50÷60= ; .

Таким образом, «граница стука» определяется по формуле

nhМАХ = 500÷600.

Отсюда следует, что при определении предельного числа двойных ходов необходимо учитывать и условие «границы стука» клапанов.

Роторные насосы

Шестеренные насосы

Шестеренные насосы относятся к роторно-вращательным гидромашинам. Они выполняются с шестернями внешнего и внутреннего зацепления, причем наиболее распространены насосы первого типа, так как они проще в изготовлении. На рисунке 7.1 представлен шестеренный насос. В корпусе 1 плотно устанавливаются две шестерни, ведущая шестерня 2 на валу, присоединяемом к валу электродвигателя, и ведомая шестерня 3. Жидкость, попадая во впадины зубьев, переносится в камерах, которые образуются между шестерней и корпусом, из входного патрубка А в напорной Б. Зубья в зацеплении создают уплотнение типа лабиринта, обеспечивающее защиту от перетекания жидкости из патрубка Б в патрубок А.

Рисунок 7.1

Идеальная подача шестеренных насосов определяется по упрощенной формуле

где 2πDНmb=V и представляет сумму объемов впадин (камер) обеих шестерен за вычетом объемов радиальных зазоров в зацеплении (DH -диаметр начальной окружности ведущей шестерни, m и b - зацеплений и ширина шестерни).

Шестеренные насосы выполняются с числом зубьев 8-16, уменьшение числа зубьев увеличивает неравномерность подачи, а увеличение числа зубьев осложняет транспортировку жидкости, так как впадины зубьев становятся мелкими.

Шестеренные насосы с внешним зацеплением шестерен просты по устройству и надежны в эксплуатации, имеют малые габариты и вес, компактны. Хорошо работают на вязких жидкостях.

Давление, развиваемое насосами, обычно (3-100)105 Па (3-100кгс/см2), подача находится в пределах от 6 до 5000 л/мин при числах оборотов 1500-3000 в минуту, к.п.д. шестеренных насосов составляет 0.6-0.9.

Для повышения давления жидкости применяют многоступенчатые шестеренные насосы путем последовательного соединения нескольких пар шестерен в одном корпусе. Для увеличения подачи применяют многошестеренные насосы, у которых вокруг ведущей шестерни располагается 3-7 ведомых.

 

Винтовые насосы

Винтовые насосы выполняют с одним, двумя, и тремя винтами.

Винтовые насосы в отличие от шестеренных способны перекачивать жидкости различной вязкости, они надежны в работе, компактны, неравномерность подачи практически отсутствует.

На рисунке 7.2 представлен одновинтовой насос, у которого в корпусе 1 имеется резиновая двухзаходная обойма 2, стальной однозаходный винт 3, который с помощью карданного вала 4: соединен с приводным валом. Так как обоймы вдвое больше шага винта, то при вращении винта между ним и обоймой образуются полости, в которых замыкается всасываемая жидкость и переносится в область нагнетания. За один оборот вала величина осевого перемещения жидкости в насосе будет равна шагу обоймы t.

 

 

 

 

Рисунок 7.2

Поперечное сечение обоймы представляем собой две полуокружности радиуса R (рисунок 7.3), центры которых отстоят на расстояние 4е. R и е - радиус и эксцентритет винта относительно оси

 

Рисунок 7.3

Таким образом, площадь поперечного сечения потока равна разности между поперечными сечениями обоймы и винта:

Объем жидкости в полостях между винтом и обоймой равен:

, t – шаг винта

Следовательно, идеальная подача одновинтового насоса равна:

В многовинтовых насосах один винт ведущий, а остальные - ведомые. Жидкость движется в полостях между винтами и корпусом, в котором вписываются винты (поперечные сечения винтов трехвинтового насоса показаны на рисунке 7.4).

Рисунок 7.4

 

Идеальная подача такого насоса может быть определена, если

известны площадь поперечного сечения корпуса F, суммарная площадь

поперечного сечения всех винтов , шаг ведущего винта и число оборотов .

 

Одновинтовые насосы способны перекачивать жидкости с

механическими примесями, они используются как погружные для откачки нефти и других жидкостей. Эти насосы развивают небольшое давление 3¸20кгс/см2 ((3¸20)105 Па), их подача - от 80 до 400 л/мин при числах оборотов 1500 в минуту, к.п.д. всего 0.4¸0.65.

Трехвинтовые насосы находят применение для перекачки высоковязких нефтепродуктов. Они пригодны для работы при давлениях до 200 кгс/см (200 ×105Па) в широком диапазоне подач от З до 9000 л/мин, допускают высокие числа оборотов в минуту (до 18 000), к.п.д. 0,7¸0,8.

Двухвинтовые насосы выпускаются на относительно небольшие подачи (20 – 40 л/мин) при давлении до 100кгс/см.