/
Автор: Чегодаев Д.Е. Мулюкин О.П.
Теги: авиация и космонавтика летательные аппараты ракетная техника космическая техника естественные науки авиационные двигатели
ISBN: 5-7035-0332-9
Год: 1994
Текст
Д.Е. Чегодаев
О.П. Мулюкин
ЭЛЕМЕНТЫ
КЛАПАННЫХ
УСТРОЙСТВ
АВИАЦИОННЫХ
АГРЕГАТОВ
И ИХ НАДЕЖНОСТЬ
Рекомендовано Государственным Комитетом
Российской Федерации по высшему образованию
в качестве учебного пособия для студентов
высших учебных заведений, обучающихся
по направлению "Авиа- и ракетостроение" специальности
"Авиационные двигатели"
Москва
Издательство МАИ
1994
ББК 27.5.14.4
434
УДК 629.7.04
Федеральная целевая программа книгоиздания России
Рецензенты:
В.В. ВАТОЛИН, Ф.П. ЗАХАРЧЕНКО
Чегодаев Д.Е., Мулюкин О.П.
434 Элементы клапанных устройств авиационных агрегатов и
их надежность: Учебное пособие. — М.: Изд-во МАИ, 1994. —
208с: ил.
ISBN 5-7035-0332-9-
Дан анализ современного состояния и областей примене-
применения клапанных устройств. Рассмотрены принципы конструиро-
конструирования и расчета клапанных устройств различного типа, в том
числе с седлом-оболочкой. Приведены сведения об уплотни-
тельных устройствах криогенной техники. Освещены вопросы
нормирования контактных давлений герметизации и синтеза
уплотнительных соединений с заданными эксплуатационными
показателями. Представлены результаты теоретических и экс-
экспериментальных исследований работоспособности широкого
класса авиационных агрегатов, воспринимающих транспортные
нагрузки.
Предназначена для преподавателей и студентов техниче-
технических вузов, научных и инженерно-технических работников.
u 2705140400- 54 01 ББК 27.5.14.4
4 094@2)-94 12 ' 91
ISBN 5-7035-0332-9 © Д.Е. Чегодаев, О.П. Мулюкин, 1994
ОБОЗНАЧЕНИЯ
F — площадь, м2
V — объем, ьг
М — масса, кг
Y — удельный вес, Н/м3
/ — площадь проходного сечения дросселирующего устройст-
устройства, м2; частота колебания элемента системы, Гц
х,х,3с, — координата (перемещение), м; скорость, м/с; ускоре-
ускорение, м/с2
i — время (быстродействие ИО), с
г — плотность, кг/м3
р — давление, МПа
Т — абсолютная температура среды, К
Ар — перепад давления на ИО, МПа
Н — рабочий ход ИО, м
Ду.— условный проходной диаметр рабочего тракта, мм
Q,Q — объемный, м3/с, и массовый, кг/с, расход среды
Сщ, — жесткость пружины, Н/м, приведенная жесткость упру-
упругих звеньев, Н/м
g — ускорение свободного падения, м/с2
Р — усилие привода, управляющая сила, Н
Рщ^— усилие предварительного сжатия пружины, Н
i\p — сила сухого трения, Н
Рв/Г — сила вязкого трения, Н
Ргд — газодинамическая сила, Н
Nq — нормальная составляющая усилия натяга между уплотне-
уплотнением и хвостовиком тарели клапана, Н
q — погонная нагрузка (давление по контуру) в зоне ФПК эле-
элементов КУ, Н/м
Луд — давление герметизации в зоне ФПК элементов КУ, МПа
РКфД — контактное давление по месту сопряжения радиального
уплотнителя штока с корпусом, МПа
Ei,Ер,ЕК9Ец — текущая, потенциальная, кинетическая энер-
энергии и энергия диссипации, Дж
а — механическое напряжение, МПа
ав — предел прочности, МПа
ат — предел текучести, МПа
ан — ударная вязкость, Дж/м2
Ua — энергия активации, Дж
*с — удельная энтальпия рабочей среды, Дж/кг
а — коэффициент расхода
к — показатель адиабатического процесса
п — показатель политропного процесса
? — коэффициент гидравлического сопротивления тракта; от-
относительная деформация уплотнителя в зоне контакта с седлом
a — коэффициент теплообмена, Вт/(м2- К)
Хд — коэффициент динамичности ИО при срабатывании агрега-
агрегата
АТд т — коэффициент динамичности ИО при транспортировке
Ry — универсальная газовая постоянная, Дж/(моль К)
c,cp,cv — удельная теплоемкость вещества, газа при постоян-
постоянном давлении и газа при постоянном объеме, Дж/(кг- К)
ш — круговая частота, рад/с
ф — коэффициент подъемной силы
(I — коэффициент передачи
(ьц. — коэффициент трения скольжения
Е — модуль Юнга (модуль упругости), ГПа
v — коэффициент Пуассона
Ксс — постоянная скорости старения материала
А — постоянная (относительная концентрация) реагирующих
веществ
сдин — динамическая реакция газового слоя ДУ
^ь^2 — постоянные времени СРД
r| = co/coq — безразмерная частота действия возмущающей силы
А — символ превращения
S - dldt — оператор дифференцирования
п - 3,14
21'— символ изображения по Лапласу
М — молекулярная масса
Р — средний угол наклона неровностей в направлении, пер-
перпендикулярном движению среды, ...°
А — толщина седла-оболочки, м
Pq — осевая составляющая нагрузки, Н/мм
Рг — радиальная составляющая нагрузки, Н/мм
сг — радиальная жесткость седла-оболочки, Н/мм
т — приведенная масса золотника в момент соударения, кг
Еф — составляющая энергии ?д, затрачиваемая на устранение
зазора между седлом и золотником, который обусловлен отклоне-
отклонениями формы, Дж
X — коэффициент внешней нагрузки
kf — коэффициент, учитывающий распределение параметров
*ф и Пф
Re — число Рейнольдса
Ми.т — динамическая вязкость, Па- с
А , В — вязкостный и инерционный коэффициенты сопротивления
/ — коэффициент проводимости микроканала с параметрами
dc и Д
Яц — радиус цилиндрического канала, м
Ql — объемный расход газа, м3/с
гк — радиус срединной поверхности седла-оболочки; радиус
единичной сферической неровности в зоне контакта, м
/ — длина, ширина, толщина зоны уплотнения (длина канала), м
d — диаметр; характерный размер (средний размер микрокана-
микроканалов, средний размер неровностей, корень квадратный из коэффи-
коэффициента проницаемости), м
е — относительное сближение поверхностей при упругопла-
стическом контакте
5 — деформация, м
8у— упругая деформация в зоне контакта, м
5К— деформация, соответствующая появлению первого пла-
пластического отпечатка, м
Я, #тах — текущая и максимальная высота неровностей, м
Rp — глубина сглаживания, м
&а — среднеарифметическое отклонение профиля, м
Rq — высота неровностей нагруженного профиля, м
v,b — параметры опорной кривой
ат — коэффициент упругой осадки зоны контакта
tm — относительное сечение профиля на средней линии
Ёф — площадь сечения единичного микроканала произвольной
формы, м2
Пф — периметр сечения единичного микроканала произволь-
произвольной формы, м
v — относительная скорость фильтрации
осг — половина угла при вершине конуса золотника, ...°
фг — угол трения
ас — Радиус круговой площадки контакта, приходящейся на
единичную неровность, м
cll — внешний радиус контура круговой площадки контакта, м
аг — радиус площадки контакта после приложения сжимаю-
сжимающей нагрузки, м
пы — число сечений микроканалов на единицу длины профиля
к{ — коэффициент извилистости
Пс — конвективная составляющая относительного сопротивле-
сопротивления переносу среды через пористую площадку контакта
•?пр> <?поп — шаг неровностей в продольном и поперечном се-
сечениях, м
О? — дисперсия суммарного процесса
Яв — высота волнистости, м
AQ — утечка среды через УС, м3/с
Nu — число проводящих микроканалов
AQ — утечка, определяемая с помощью средних значений па-
параметров /ф и Пф единичного микроканала, кг/с
а^ — коэффициент, характеризующий степень нагружения в
зоне контакта
ек — относительное сближение, при котором в зоне контакта
возникают пластические деформации
ен — относительное сближение, при котором все неровности
находятся в зоне контакта
Лус — относительная площадь контакта элементов УС
Fn Fc — фактическая и контурная (по всей поверхности конту-
контуров микрошероховатостей) площадь контакта элементов УС, м2
vc — коэффициент случайности профиля
СОКРАЩЕНИЯ
ДЛА — двигатели летательных аппаратов
ЛА — летательный аппарат
ОКБ — опытное конструкторское бюро
ГТД — газотурбинный двигатель
ГПТА — гидропневмотопливный агрегат
КУ — клапанное уплотнение
САПР — система автоматизированного проектирования
ИО — исполнительный орган
ЭПК — электропневомклапан
ФПК — фактическая площадь касания (контакта)
ДУ — демпфирующее устройство
ТЗ — техническое задание
ТУ — технические условия
СРД — система релаксационного демпфирования
АЧХ — амплитудно-частотная характеристика
BMP — встроенные механизмы разгрузки
БП — биметаллический переключатель
УС — уплотнительное соединение
ИМ — исполнительный механизм
ЭУ — энергетическая установка
АЧС — амплитудно-частотный спектр
ВВФ — внешние воздействующие факторы
КМ — композитный материал
КуАИ — Куйбышевский авиационный институт
ПРЕДИСЛОВИЕ
Для современного авиа-, двигателестроения характерна тен-
тенденция увеличения объема и номенклатуры ГПТА в бортовых сис-
системах и двигательных установках [88, 109].
Многообразие условий работы ГПТА и отсутствие у разработ-
разработчиков единого подхода к его конструированию привело к огромно-
огромному разнообразию конструкций. По ориентировочной оценке патен-
патентной службы КуАИ, в настоящее время в мировом фонде насчиты-
насчитывается около 170 тысяч патентов, относящихся к арматуре, и их
число ежегодно увеличивается примерно на 2—3 тысячи. Значи-
Значительная доля патентов (до 15%) приходится на уплотнения, в том
числе клапанные. Это свидетельствует о несоответствии существу-
существующих конструкций предъявляемым требованиям.
В то же время следует отметить, что увеличение размеров, гру-
грузоподъемности ЛА и тяговооруженности их двигателей обусловли-
обусловливает необходимость повышения степени сжатия и температуры газа
перед турбиной, изменению нижней границы температурного диа-
диапазона рабочих сред до 20 К из-за применения высококалорийных
криогенных топлив, агрессивных и токсичных всепогодных синте-
синтетических жидкостей и масел. В условиях жесткого ограничения
масс и минимума запаса прочности авиационных агрегатов все это
усложняет выполнение требований надежности элементов ГПТА и
обусловливает необходимость разработки научно обоснованных ре-
рекомендаций по снижению динамической нагруженности конструк-
конструкций, обеспечению герметичности и заданного срока службы кла-
клапанных устройств.
Как известно, эксплуатационную надежность клапанных уст-
устройств принято характеризовать герметичностью — обеспечением
допустимой утечки рабочего тела через уплотнение, определяемой
из условия нормального функционирования объекта, безопасности
его эксплуатации и охраны окружающей среды. Другим важным
эксплуатационным показателем КУ является ресурс — число сра-
срабатываний или временной интервал, в течение которого сохраняет-
сохраняется требуемая герметичность. Причем с ростом нагрузок в уплотня-
8
емых соединениях герметичность улучшается, а ресурс уменьшает-
уменьшается, и наоборот. В связи с отсутствием единых критериев определе-
определения герметичности подвижных контактируемых тел (в зависимости
от динамических нагрузок и ресурса работы) особенно важным ста-
становится создание научно обоснованной методики определения гер-
герметичности УС [59, 77, 93].
В основе пособия — исследования характеристик ГПТА, особен-
особенностей расчета и конструирования различных типов КУ, их герметич-
герметичности и ресурса (гл. 1), определяемых, в первую очередь, условиями
динамического нагружения контактирующих поверхностей при сраба-
срабатывании объектов (гл. 2) и их транспортировке (гл. 3). Сформулиро-
Сформулированы способы обеспечения надежности клапанных устройств и при-
приемы их практической реализации (гл. 4).
Авторы выражают признательность канд. техн. наук А.М. До-
лотову и канд. техн. наук П.М. Огару за предоставленные резуль-
результаты исследований влияния динамического нагружения на работо-
работоспособность седел-оболочек, сближение, ресурс и герметичность
контактируемых поверхностей уплотнительных соединений (разд.
1.2.1 — 1.2.2 и 1.3.1 — 1.3.4).
Авторы благодарят также проф. д-ра техн. наук заслуженного
изобретателя РСФСР В.В. Ватолина и канд. техн. наук Ф.П. Захар-
ченко, сделавших ряд ценных замечаний при рецензировании кни-
книги, проф. д-ра техн. наук А.Е. Жуковского, канд. техн. наук Ф.М. Ша-
кирова, канд. техн, наук Н.Н. Коленко, П.Ю. Жилюкаса — за полез-
полезные советы, данные при работе над рукописью; инженера СВ. Оси-
пова — за помощь в проведении экспериментальных исследова-
исследований и обработке полученныхфезультатов.
Глава 1. АНАЛИЗ КОНСТРУКТИВНЫХ
ОСОБЕННОСТЕЙ КЛАПАННЫХ УСТРОЙСТВ
В состав пневмогидравлических систем ЛА входят агрегаты и
устройства различного назначения, обеспечивающие в изменяю-
изменяющихся условиях эксплуатации удовлетворительную работу систем
двигателя и ЛА. Агрегат — это совокупность размещенных в еди-
едином корпусе исполнительных механизмов, обеспечивающих управ-
управление системами ЛА, регулирование их параметров и обслужива-
обслуживание.
Конструктивно исполнительные механизмы представляют со-
собой ряд функционально связанных золотников, клапанных уст-
устройств, распределителей и силовых звеньев, перекрывающих поток
газа или жидкости в рабочем тракте. Эти механизмы широко при-
применяются в системах подачи и заправки топлива, кондиционирова-
кондиционирования воздуха, ориентации, управления силовыми элементами двига-
двигателя и ЛА, а также в вакуумных системах.
Основными элементами клапанного устройства являются не-
неподвижный запирающий элемент (седло), обычно жестко закреп-
закрепленный в корпусе ИМ, и подвижный запирающий элемент (запор-
(запорный орган — клапан) (рис. 1.1).
При работе клапанного устройства посадкой запорного органа
на седло перекрывается поток рабочей среды и осуществляется
герметизация по уплотнителю из упругого материала (металл или
полимер). Герметизация сопряженных поверхностей запорного ор-
органа и седла по уплотнителю обеспечивается при помощи задатчи-
ка нагрузки: пружины, перепада давления на запорном органе или
привода. Запорный орган, седло и задатчик нагрузки образуют соб-
собственно клапанное уплотнение (КУ).
10
Рис. 1.1. Конструктивные схемы клапанных устройств: а - приводимых в дейст-
действие вручную (вентили); б - с дистанционным управлением; в,г - автоматическо-
автоматического действия; 1 - корпус; 2 — седло; 3 - запорный орган; 4 - задатчик нагруз-
нагрузки; 5 - разгрузочная тар ель запорного органа; 6 - жиклер; 7 - ручной привод
резьбового механизма
L1
1.1. КЛАССИФИКАЦИЯ КЛАПАННЫХ УСТРОЙСТВ
По принципу действия клапанные устройства подразделяются
на автоматические (агрегаты автоматики), т.е. срабатывающие под
действием давления рабочей среды в тракте без подачи каких-либо
посторонних команд, и управляемые (агрегаты управления), сраба-
срабатывающие при подводе командного сигнала, не связанного с пара-
параметрами рабочей среды в тракте.
К агрегатам автоматики может быть отнесена аппаратура защи-
защиты и предохранения систем ДЛА и ЛА (дренажно-предохранитель-
ные, обратные, сливные, перекрывные, перепускные, аварийные, ре-
редукционные и пр. клапаны).
В частности, дренажные клапаны предназначены для сообще-
сообщения в определенные моменты времени полостей агрегата с окружа-
окружающей средой с целью удаления из системы избыточной массы ра-
рабочей среды.
Предохранительные клапаны предотвращают чрезмерное повы-
повышение давления в защищаемых полостях.
Обратные клапаны не допускают течения газа или жидкости в
обратном направлении.
Сливные и заправочные клапаны устанавливаются вместо слив-
сливных резьбовых пробок или съемных дренажных крышек в тех слу-
случаях, когда необходимо обеспечить дистанционное управление за-
заправкой или сливом рабочей среды.
К агрегатам управления могут быть отнесены рециркуляцион-
рециркуляционные, разделительные, пускоотсечные и пироуправляемые клапаны,
а также ЭПК.
Так, рециркуляционные клапаны обеспечивают в определенные
моменты работы ЭУ циркуляцию жидкости по замкнутому контуру.
Разделительные клапаны отделяют топливный бак от магист-
магистрали для предотвращения утечек компонента топлива через агрега-
агрегаты после заливки бака.
Пусковым является нормально закрытый клапан, который при
срабатывании обеспечивает подачу рабочей среды в раздаточную
магистраль.
Отсечной клапан является нормально открытым, при срабаты-
срабатывании перекрывающим раздаточную магистраль. Клапан, совмеща-
совмещающий функции пускового и отсечного, называется пускоотсечным.
Пускоотсечной клапан, стоящий в магистрали подачи компонента
топлива в камеру двигателя, принято называть основным (главным)
клапаном (окислителя или горючего). Название клапана обычно со-
соответствует его назначению и типу привода, например пускоотсеч-
пускоотсечной клапан горючего, главный пневмоклапан окислителя, отсечной пи-
роклапан горючего и пр.
12
Наиболее просты по конст-
конструкции автоматические клапа-
клапаны. К ним относятся мембран-
мембранные, которые представляют со-
собой мембрану (тонкостенный
диск, изготовленный, как пра-
правило, из алюминиевого сплава),
зажатую между фланцами тру-
трубопровода (рис. 1.2). По коль-
кольцевой или крестообразной на-
насечке осуществляется прорыв
мембраны при превышении пе-
перепада давления расчетного
значения. Кольцевая насечка в
ряде случаев делается не по
всей длине окружности с тем,
чтобы после прорыва мембрана
не открывалась, а отгибалась в
сторону по лепестку, на котором нет кольцевой насечки. Однако
отрыв лепестка все же возможен вследствие его автоколебаний в
потоке рабочей среды. Поэтому в некоторых конструкциях за мем-
мембраной устанавливают сетчатый уловитель. Мембранные клапаны
используются в тех случаях, когда требуется не точное время сра-
срабатывания, а обеспечение полной герметизации полостей.
Автоматические пружинные (тарельчатые, конусные или шари-
шариковые) клапаны (рис. 1.3) в отличие от мембранных могут быть
Рис. 1.2. Конструктивная схема мемб-
мембранного клапана:
7,2 - фланцы трубопровода; 3 - мемб-
мембрана; 4 - насечка в теле мембраны
Рис. 1.3. Автоматические пружинные клапаны:
а - шариковый; б - конический; в - тарельчатый
13
использованы многократно, так как открываются под действием пе-
перепада давления рабочей среды, а закрываются усилием, возникаю-
возникающим при сжатии пружины.
Автоматические клапаны являются нормально закрытыми и
имеют меньший разброс по времени срабатывания по сравнению с
мембранными, определяемый только скоростью нарастания давле-
давления среды в рабочем тракте и стабильностью силовой характери-
характеристики пружины в эксплуатации. Такие клапаны используют в каче-
качестве обратных дренажных и предохранительных в системах с малы-
малыми расходом и давлением рабочей среды. Большие расходы и дав-
давления обусловливают увеличение потребных проходных сечений.
Для закрытия клапана нужны очень «сильные» пружины. Следова-
Следовательно, такие клапаны будут иметь большие габариты, массу и об-
обладать значительной инерцией. В этих случаях целесообразно при-
применение дифференциальных клапанов, в которых давление, дейст-
действующее на тарель клапана, частично уравновешивается давлением,
действующим на дополнительную разгрузочную тарель, связанную
с основной и имеющую меньшую площадь (см. рис. 1.1,г). Класси-
Классификация пружин представлена на рис. 1.4 [31, 39, 48, 91 и др.].
ПРУЖИННЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ
КЛАПАННЫХ МЕХАНИЗМОВ
Специальные
цилиндрические
JL
Фасонные
I Спиральн
углом подъема
С площадью
сечения витка
I Тарельчатые
Винтовые
цилиндрические
сжатия и
растяжения
ЬИЛИНбИНЫС
Конические
Комбинированные I
2 5
Многожильные |
Рабочий ход
Рис. 1.4. Основные типы пружин:
а - классификация; б - характеристики: / - винтовые цилиндрические; 2 - специ-
специальные цилиндрические (с переменным углом подъема, с переменной площадью
сечения витка), фасонные; 3 - цилиндрические многожильные; 4 - тарельчатые;
5 - спиральные плоские (прямоугольного сечения с отогнутыми зацепами)
14
Управляться клапан может механизмами различного типа:
электромеханическим (электромоторным или электромагнитным),
пневматическим, гидравлическим или пиротехническим. Тип при-
привода определяет сложность конструкции, массу, габариты и другие
параметры клапана.
Электромагнитный привод при малых массе, габаритах и рас-
расходе электроэнергии не может непосредственно обеспечивать
достаточное тяговое усилие. Поэтому он применяется при не-
небольших расходах и малых перепадах давления рабочей среды,
например в управляющих цепях пневматических и гидравличе-
гидравлических приводов (ЭПК).
Клапаны с электромоторным приводом при меньших массе и
габаритах имеют большое время срабатывания, так как передача
крутящего момента на рабочий орган от электромотора осуществ-
осуществляется в большинстве случаев через редуктор с большой степенью
редукции. Этот вид привода используется, как правило, в различ-
различных регуляторах, где необходимо плавное изменение проходного
сечения.
Пневмо- и гидропривод применяется в клапанах многоразового
действия, для которых необходимы большие тяговые усилия для
перемещения (герметизации) исполнительного (регулирующего)
органа.
Преимуществами таких приводов по сравнению с электромеха-
электромеханическими являются многоразовое использование, высокая мощ-
мощность, возможность проверки их работы в системе объекта, воз-
возможность регулирования скорости открытия и закрытия, многопо-
зиционность золотника, легкость устранения явления гидроудара в
магистралях изменением времени срабатывания.
К недостаткам таких устройств следует отнести сложность
конструкции клапана и всей системы управления, а также трудно-
трудности обеспечения надежного уплотнения магистралей подвода и
дренирования среды в приводе.
Преимуществами клапанов с пироприводом (по сравнению с
пневмо- и гидроприводом) являются простота конструкции, малые
масса, и габариты, малые время срабатывания и его разброс, просто-
простота системы управления двигателем, низкая стоимость, высокая сте-
степень герметичности нормально закрытых клапанов, допускающая
длительное хранение ДУ с заправленными топливными баками, вы-
высокая надежность.
К недостаткам пироустройств, ограничивающим область их
применения, следует отнести одноразовое применение, невозмож-
невозможность проверки срабатывания в объекте, появление в магистралях
гидроударов вследствие большой скорости срабатывания, невоз-
невозможность влияния на время срабатывания, большое количество эк-
экземпляров для отработки, так как после срабатывания клапан надо
15
заменять или перебирать, возможность непроизвольного срабаты-
срабатывания пирозарядов вследствие ударных нагрузок, при сильном на-
нагреве или попадании в локальное магнитное поле, которое может
навести ток в подводящих проводах пиропатронов. Любой пирокла-
пан имеет элемент, который разрушается под действием давления
пороховых газов при воспламенении пирозаряда. Таким элементом
может быть мембрана, тонкий буртик или утонченная шейка штока.
Известны конструкции на базе выдергиваемых стопорящих
штифтов или чек. Особенности конструирования пироклапанов
описаны в работе [114].
Конструктивные схемы исполнительных устройств клапанных
механизмов в основном определяются конструкцией запорного ор-
органа, седла и уплотнителя и подразделяются на два типа: отводные
и задвижные. В устройствах отводного типа запорный орган пере-
перемещается вдоль потока рабочей среды, в устройствах задвижного
типа — поперек потока.
По конструктивному исполнению запорные органы подразделя-
подразделяются на поступательно движущиеся золотники и задвижки, пово-
поворотные и кольцевые задвижки.
Запорные органы классифицируются также по форме (пласти-
(пластина, клин, плунжер, конус или шар) и по конструкции уплотнителя.
Однако рассмотренная классификация, несмотря на ее широкое
распространение, весьма условна. Вопросы классификации некото-
некоторых типов клапанной арматуры освещены в гл. 2.
Надежность авиационных клапанных устройств обеспечивает-
обеспечивается:
1) стабильностью функциональных параметров (герметичность
КУ, давления открытия и закрытия, расход рабочей среды, быстро-
быстродействие срабатывания) в заданном диапазоне ВВФ;
2) высокими показателями безотказности, долговечности, со-
сохраняемости и ремонтопригодности в течение заданного срока
службы;
3) минимальным гидравлическим сопротивлением проходного
тракта;
4) стойкостью материалов элементов конструкций к длитель-
длительному воздействию рабочих сред;
5) минимальными массой, габаритами и потребляемой для уп-
управления мощностью при высокой экономичности эксплуатации;
6) высокой прочностью корпуса и силовой арматуры (коэффи-
(коэффициент запаса прочности не менее 3);
7) пожаро-, взрывобезопасностью;
8) технологичностью, минимальной стоимостью изготовления
и эксплуатации, удобством обслуживания.
К клапанным устройствам для криогенных рабочих сред предъ-
предъявляются дополнительные требования:
16
1) сохранения работоспособности при функционировании с ис-
использованием жидкости, газообразного продукта, а также двухфаз-
двухфазной смеси;
2) исключения возможности самовоспламенения рабочих сме-
смесей в процессе ударного взаимодействия клапана с седлом при пе-
перекладках затвора или в результате тепловыделения в трущихся
поверхностях металлических подвижных сопряжений;
3) обеспечения постоянства физико-механических свойств эле-
элементов клапанных пар при термоциклировании (изменении темпе-
температурного режима) рабочей среды: сохранения пластичности и вы-
высокой ударной вязкости при минимально возможных относитель-
относительном расширении и теплоемкости, отсутствия охрупчивания при ра-
рабочих температурах и пр.
К наиболее важным характеристикам автоматических клапан-
клапанных устройств, тарель которых прижата пружиной к седлу, а от-
открытие происходит под действием давления среды, относятся рас-
расходные и силовые (нагрузочные), позволяющие определить утечку
и расход среды, а также соотношение сил, действующих в клапане,
в зависимости от изменения давления среды перед клапаном и
внешних условий.
Характеристиками управляемых (приводных) клапанных уст-
устройств являются электроиагрузка, тяга, масса, скорость, выделяе-
выделяемое тепло и др.
1.2. ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ И РАСЧЕТА
КЛАПАННЫХ УСТРОЙСТВ ПНЕВМОГИДРОАРМАТУРЫ
1.2.1. Усилие герметизации
Основным звеном клапанного уст-
устройства является КУ. От выбора типа
КУ и усилия герметизации зависят ре-
ресурс и герметичность клапанного уст-
устройства. Под действием усилия герме-
герметизации упругий уплотнитель дефор-
деформируется, при этом совершается неко-
некоторая работа. В подавляющем боль-
большинстве существующих, конструкций
КУ эта работа существенно превышает
работу, необходимую для герметиза-
герметизации. В связи с этим важно проанализи-
?ис. 1.5. Конструктивная
схема КУ
17
ровать основные принципы расчета усилия, необходимого для гер-
герметизации упругого элемента.
В качестве примера рассмотрим КУ (рис. 1.5). Если допустить,
что силы упругости уплотнителя линейно зависят от хода тарели
клапана, то можно получить зависимость для вычисления работы,
совершаемой при упругой деформации уплотнителя:
^Ь=-^1,4= 1/2/*, A.1)
где Aft2 — работа, соответствующая разжимающим упругий уп-
уплотнитель силам; л^ 4 — работа, соответствующая сжимающим уп-
упругий уплотнитель силам.
Если предположить равномерное распределение герметизиру-
герметизирующего усилия по поверхности упругого уплотнителя, то рассчитать
минимальное усилие герметизации можно по формуле
/min= ^к.п*упл^уд • 0*2)
Коэффициент контакта поверхностей А^аП(А^п? 1) зависит
от факторов, влияющих на усилие и работу при герметизации
упругого уплотнителя, и определяется обычно эксперимен-
экспериментально [37]. Давление на поверхность уплотнителя Луд(#),
обеспечивающее требуемую герметичность КУ, также зависит
от множества факторов, особенно от заданной герметичности
КУ, вида и температуры рабочей среды, а также материала уп-
уплотнителя.
Согласно закону Гука максимальное значение деформации уп-
упругого уплотнителя может быть определено как
A 3)
Модуль упругости Е материала уплотнителя зависит от вида и
температуры материала, геометрических размеров уплотнителя и
других факторов (рис. 1.6). На рис. 1.7 представлены зависимости
работы, совершаемой при герметизации упругих уплотнений из раз-
различных материалов, от перепада давления на КУ.
Толщина деформируемого слоя упругого уплотнителя /удд обыч-
обычно принимается равной толщине всего упругого уплотнителя.
Удельное давление ЯуД, обеспечивающее полную герметич-
герметичность КУ (при заданных Я, /, Ь, rf), может быть определено как
А^
18
Значение коэффициента Крср, характеризующего тип рабочей
среды, обычно определяется экспериментально. Так, по данным ра-
работы [37], Крср- 1,4 для двухатомных газов и Кр ср« 1,8 для агрес-
агрессивных рабочих тел.
2,94
1,96
225 275 325 375 Г, К
Рис. 1.6. Зависимость Е материала
уплотнителя от температуры:
1,2,3 - мягкая, средней твердости и
твердая резина; 4 - фторопласт
30 Ар,МПа
Рис. 1.7. Зависимость работы при
герметизации упругого уплотнителя
от перепада давления на нем:
1,2 - резина средней твердости и
твердая резина; 3 - фторопласт;
4 - сталь
Коэффициент чистоты контактируемых поверхностей Кчп мо-
может быть определен с помощью зависимости
где N4M — класс шероховатости поверхности элементов КУ по
ГОСТ 2789—73. Значение параметра шероховатости для различных
классов шероховатости приведено в табл. 1.1.
19
Т а б л и
Значения параметра шероховатости для разных классов
Класс шероховато-
шероховатости поверхности
Параметр
шерохова-
шероховатости, мкм
Rz
Ra
1
320... 160
2
160...80
3
80...40
4
40...20
5
20... 10
ц а 1.1
6
2,5...1,25
7
1,25...0,63
8
0,63...0,32
9
0,32...0,16
10
0,16...0,08
11
0,08...0,040
12
0,040.-4020
13
0Д..Д050
14
0,ОЯ)..Д025
В работах [37, 73] представлены формулы для расчета коэф-
коэффициентов
Кщ ш 7,5 104 Dg(?- 0,2)] Н/м% ;
0,020 \gE мл ,
где единица Е — МПа.
Графическая интерпретация коэффициентов приведена на рис. 1.8.
к»,
W
20
¦ЯГ*.
-
ш
/
/
/
/
кт
0.15
0J0
0,05
у
• i i i
О 1 3 5 7lg?(E,M/ta) 0 13 5 lg Е(Е,МПа)
a S
Рис. 1.8. Экспериментально полученные зависимости коэффициентов КиХ (а)
и Кы2 (б) от модуля упругости Е
Если допускается неполная герметичность запорного узла, то
требуемое удельное давление на поверхность упругого уплотните-
уплотнителя Луд согласно [37, 73] можно определить по линейной зависимо-
зависимости в логарифмических координатах
lgi?n
20
где бупл — допустимая утечка через КУ; <2'упЛ — утечка при ма-
малом значении Яуд(Луд~ 0) через канавки, образованные микроне-
микронеровностями на уплотняемых поверхностях КУ.
Утечки б'упл могут быть определены как
О'уШ1= OLndch4Jf?Ap , A*5)
где Ач.п — средняя высота канавок, образованных микронеровно-
микронеровностями на уплотняемой поверхности КУ с диаметром седла dc при
заданной чистоте поверхности и коэффициентом расхода среды
через канавки а; Ч? — газодинамическая функция [61, 112].
Удельное давление Луд на пове1*кность упругого уплотнителя,
обеспечивающее требуемую герметичность КУ, должно быть мень-
меньше предела прочности на сжатие материала уплотнителя с учетом
принятого запаса по прочности п:
п
Представленные зависимости являются основными при расчете
герметичности КУ с упругим уплотнителем.
Согласно исследованиям ряда авторов [52, 55]у конструкция
элементов наиболее распространенных типов КУ (рис. 1.9) обеспе-
Рис. 1.9. Конструкция элементов КУ распространенных типов
21
чивает высокую герметичность (утечки не более 20 см3 в сутки или
2, 32 • 10 см3/с). Следует отметить:
1. Для КУ с седлом симметричного профиля (рис. 1.9,а) с углом
при вершине 60° при диаметрах седла 1,5... 12 мм, давлении до 10 МПа
и температуре -5О...+165°С зависимость силы от давления рабочей
среды р может быть определена по эмпирической формуле
= kqo +
ardg (k]p)
где ку к\, к2 — коэффициенты, экспериментальные значения кото-
которых для клапанов прямого действия представлены в табл. 1.2.
т а б л ]
Экспериментально полученные значения коэффициентов
?, ки кг для некоторых марок резины при до ¦ 0,55 Н/мм
ц а 1.2
Марка резины
ИРП-2043
ИРП-1078А
ИРП-1375
ИРП-1319
к
1,00
1,32
1,36
1,36
к\
0,28
0,27
0,25
0,25
кг
22,5
18,4
14,3
11,2
Установлено, что при давлении воздуха до 3 МПа и силе гер-
герметизации до 2 Н/мм ресурс КУ составляет более 2 • 106 циклов
срабатываний.
2. В конструкциях КУ с закладным резиновым упл(угнителем в
виде плоского кольца (рис. 1.9,6) целесообразно его поджатие по
высоте по внутреннему и наружному контуру на 0,1...0,2 ищ и вы-
выполнение металлического седла в виде кольцевого выступа пол-
полутороидального профиля с радиусом 0,7...0,8 мм для увеличения
срока службы.
Для диаметров уплотнения 5... 12 мм при давлении воздуха на
клапан до 35 МПа и температуре 50°С ресурс КУ с уплотнителем
из резины ИРП-1329 составляет не менее 2-Ю4 циклов срабатыва-
срабатываний после старения резины, имитирующего выдержку под давлени-
давлением два года и хранение восемь лет.
3. В конструкции КУ, приведенной на рис. 1.9,в, используется
уплотнитель фторопласт-4, который подвергается термоциклирова-
нию непосредственно в гнезде металлического корпуса клапана при
одновременном воздействии давления прессования порядка 300 МПа
после нагрева до температуры плавления кристаллитов (выше
327°С), причем металлическое седло выполняется в виде кольцево-
кольцевого выступа прямоугольного или треугольного сечения. Поверх-
Поверхность уплотнителя в результате прессования пуансоном с шерохо-
22
ватостью рабочей поверхности 0,025 приобретает шероховатость
порядка 0,20 и не требует последующей механической обработки.
Для уплотнителя диаметром 0,35...8 мм при плоском (давление
воздуха до 35 МПа) и 1...8 мм при линейном контакте (давление
воздуха до 15 МПа) при температуре -5О... + 1ООО°С аппроксимирую-
аппроксимирующие зависимости силы и деформации имеют вид:
а) для седла треугольного сечения симметричной формы с уг-
углом при вершине 30°
q = 10,322ДР>265/? °'218 Г-°>348 ;
б) для седла треугольного сечения симметричной формы с уг-
углом при вершине 90°
Дуд= 16,004Д?.129/7°'045ГЮ'315;
8=
в) для седла прямоугольного сечения
8 = 0,0016/>c°'172(ZV?W ^263(^упл/^упл) °'П1Р °'5П Т °'027* - °'27.
Для некоторых КУ указанного типа с седлом треугольного се-
сечения симметричной и несимметричной формы ресурс уплотните-
уплотнителей при температуре воздуха 50°С и силе в контакте до 10 Н/мм
составил более 1,5-106 циклов срабатываний.
4. Для конструкций КУ с седлом-оболочкой используется под-
подкрепление по внутреннему диаметру упругими тонкостенными эле-
элементами из фторопласта, демпфирующими ударные нагрузки при
взаимодействии элементов КУ (рис. 1.9,г). Силы герметизации
большинства конструкций указанного типа составляют 1...5 Н/мм
при ресурсе 8-Ю4 — 3-Ю5 срабатываний. Расчет упругой оболочки
представлен ниже.
5. Для КУ с потребным усилием герметизации до 15 Н/мм и
сроком службы до 2-Ю4 —2105 циклов срабатываний целесообраз-
целесообразно применение уплотнителя — в виде напыленного на плоский или
конический металлический клапан покрытия из фторопласта тол-
толщиной 0,1...0,2 мм с металлическим седлом в виде кольцевого вы-
выступа прямоугольного или треугольного: сечения, либо с седлом в
виде короткой цилиндрической оболочки (рис. 1.9,5).
23
1.2.2. Затвор с седлом-оболочкой
В практике арматуростроения широко распространены КУ с уп-
упругим элементом, выполненным в виде тонкостенной, обычно ци-
цилиндрической, оболочки. При расчете тонкостенными считаются
оболочки, у которых отношение толщины к радиусу срединной по-
поверхности не превышает 1/3.
К основным преимуществам затворов с седлом-оболочкой с уп-
уплотнением металл — по металлу относятся:
1) относительно невысокие E... 16 Н/мм) удельные усилия гер-
герметизации [43]; ,
2) низкая чувствительность седла-оболочки к термоциклирова-
нию в широком температурном диапазоне (от температур окружаю-
окружающей среды до температур жидкого водорода);
3) пониженные требования к жесткости элементов корпуса
клапанного устройства;
4) малые габариты и масса конструкции;
5) сохранение работоспособности при внешних перегрузках
широкого АЧС;
6) достаточно большой ресурс работы, несмотря на перенос
материала оболочки по сопрягаемой поверхности клапана;
7) технологичность и низкая трудоемкость изготовления.
В то же время для КУ с упругим металлическим седлом харак-
характерны сложность конфигурации и неравномерное распределение
внешних нагрузок на элементы, что существенно влияет на надеж-
надежность, i
Основные схемы нагружения затвора с седлом-оболочкой пока-
показаны на рис. 1.10, 1.11. При выборе типа затвора следует учитывать
направление подачи рабочей среды («на клапан» или «под клапан»)
и особенности работы материала седла (на растяжение или ежа-
Рис. 1.10. Схема нагружения
внутреннего контура седла-
оболочки
Рис. 1.11. Схема нагружения
внешнего контура седла-обо-
седла-оболочки
24
тие). При прочих равных условиях более предпочтительна схема,
изображенная на рис. 1.10, поскольку она характеризуется меньшим
потребным усилием герметизации для устранения отклонений фор-
формы торца седла. В ряде случаев желательна параллельная прора-
проработка нескольких схем затворов с окончательным принятием реше-
решения после определения геометрических размеров седла.
При расчете седла-оболочки следует оценивать нагружение
трех видов: нагружение седла при посадке золотника; нагружение
затвора давлением; термонагружение затвора.
При посадке золотника на седло возможно как статическое
(в вентилях, см. рис. 1.1,а), так и динамическое (в быстродей-
быстродействующих КУ, см. рис. 1.1,б,в,г) нагружение седла. Динамиче-
Динамические нагрузки могут в десятки раз превышать статические,
причем их значение на стадии проектирования неизвестно. Пе-
Переходный процесс при динамическом (ударном) нагружении
седла длится доли секунды, и, как правило, за это время дав-
давление рабочей среды и температура элементов КУ не успевают
значительно измениться. Поэтому при расчете упругих седел
изменением температуры и давления среды пренебрегаем. Зна-
Значительно сложнее оценить режимы термонагружения затворов
криогенных ГПТА.
Поскольку требования герметичности задаются только для КУ,
работающих на криогенном продукте, расчет обычно проводится
при температуре рабочей среды. С учетом принятых допущений в
настоящем разделе рассматривается нагружение седла-оболочки
удельной нагрузкой, действующей на торец седла при постоянном
давлении рабочей среды. При этом следует отметить некоррект-
некорректность использования принципа суперпозиции нагружения упругого
элемента, положенного в основу методики расчета седла-оболочки
в работе [52], поскольку при этом не учитывается действие сил
трения в зоне контакта золотник—седло, обусловливающих нели-
нелинейность рассматриваемой модели КУ. Поэтому трудно также со-
согласиться с выбором в указанной методике граничных условий
уравнения деформированной образующей седла.
Расчет прочности и жесткости седла-оболочки. В качестве
расчетной примем схему КУ, изображенную на рис. 1.12. Используя
моментную теорию осесимметричного нагружения оболочек враще-
вращения [28, 29], радиальное смещение точек образующей оболочки бу-
будем искать как решение уравнения
где P* — параметр оболочки,
25
"ч
Z,
i
D — изгибная жесткость обо-
лочки, D= г- .
12A- v2)
Граничные условия на торцах
оболочки:
Рг
D'
Рис. 1.12. Расчетная схема седла-
оболочки
х= I, и- = 0; ~= 0 .
Решение уравнения A.6) может быть представлено в виде
Л1*,(р^)+ А2к2ф^)+ Лз*з(Р.**)+ ^* ;
A.7)
где Ab(p^),...,^3(ft«Pc) — функции А.Н. Крылова [28];
j4o>• • • .-^3 — постоянные интегрирования.
Частное решение A.6) находится как
\
w = р -
rK Eh ¦
A-.8)
Подставляя в A.7) граничные условия, находим постоянные ин-
интегрирования:
рг
w
A.9)
26
Максимальные значения возникающих на поверхности седла
напряжений определяются как
шх
± 1?
6М,
Eh tfiw
где Pt = ™ w(x) + vPx; Мх{х) = D^; М, = vMx.
Радиальное смещение н>@) точки контакта седла с золотником
находим из выражения
w@) = А
A.11)
Это выражение можно записать также в более простом виде,
используя функции влияния, графики которых в зависимости от
параметра $х I приведены в [28]:
A.12)
Анализ выражения A.12) показывает, что его вторым слагае-
слагаемым можно пренебречь. При этом погрешность вычислений соста-
составит менее 1,5%. Это позволяет ввести понятие удельной радиаль-
радиальной жесткости оболочечцрго седла
AЛЗ)
Используя приведенные формулы, можно рассчитать ге-
геометрические параметры седла, удовлетворяющие условиям
прочности.
На первом этапе расчета седла-оболочки рекомендуется в ка-
качестве исходных принимать максимальные значения Pq и Рп харак-
характерные для момента контакта седла с движущимся золотником, по-
положив р - 0.
Второй этап расчета заключается в проверке на прочность пол-
полученной оболочки при значении параметров Pq и Рп характерном
для статического нагружения, и действии давления р(р±0).
27
Анализ сил, возникающих при контакте седла-оболочки с зо-
золотником. Без учета воздействия давления на элементы затвора
усилие Р, с которым золотник вдавливается в седло (движение
вдоль направления оси Ох), и составляющие Pq, Pr могут быть най-
найдены из выражений (рис. 1.13)
~Рп
A.14)
Фг)
Если не учитывается действие давления на элементы затвора и
рассматривается разгружение седла (золотник движется против на-
направления оси Оде), то взаимосвязь параметров Pq, Pn P (рис. 1.14)
определяется выражениями
2rov
A.15)
tg(ocr- <pr)"
Задача нахождения взаимосвязи параметров Pq, Pn P с учетом
воздействия на затвор давления р усложняется, поскольку направ-
направление силы трения Ртр при составлении расчетной схемы не может
быть определено однозначно. Оценим трение в элементах затвора
КУ, изображенного на рис. 1.10. При закрытии затвора в зоне кон-
Рис. 1.13. Расчетно-конструктивная схе- Рис. 1.14. Расчетно-конструктивная схе-
схема затвора с седлом-оболочкой без уче- ма затвора с седлом-оболочкой без уче-
учета действия давления при движении зо- та действия давления при движении зо-
золотника вдоль оси Ох лотника против оси Ох
28
такта возникает-еила Трения, препятствующая движению золотника
вдоль оси Ох (см. рис. 1.13). При действии на затвор рабочей сре-
среды с давлением р изменяется усилие в зоне контакта, так как ме-
меняется форма образующей седла-оболочки. При определенном зна-
значении давления, которое обозначим /?тр, в зоне контакта затвора
должен произойти реверс силы трения, так как давление рабочей
среды пытается сдвинуть золотник против направления оси Ох.
Для нахождения р^ полагаем, что до момента страгивания,
при котором происходит реверс силы трения, золотник не двигает-
двигается [63]. С учетом A.12), A.14), A.15) условие отсутствия сдвига
может быть записано в виде
vrKtg((xr+ фг)
-Ф17(М
?>Р! Eh
'"" +^_к 17(Р*0, AЛ6)
где через Р?р обозначена удельная радиальная нагрузка, действую-
действующая на седло в момент страгивания.
Можно показать, что с погрешностью не более 1%
A.17)
Рассматривая равновесие сил, действующих на золотник в мо-
момент страгивания, можно получить (рис. 1.15):
р\ 1-
«*+ *> ¦ AЛ8)
_
эф
— эффективная площадь седла, на которую действует
давление /?тр. '
Используя A.16) — A.18), следует учитывать, что направление
удельных нагрузок в зоне контакта при давлении рабочей среды
Р<Ртр показано на рис. 1.13, а при р>р^ — на рис. 1.14. Сами со-
составляющие Рг и Pq при действии на затвор давления легко могут
быть найдены из рассмотрения равновесия сил, приложенных к зо-
золотнику. Особое внимание при этом следует обратить на то, что
часть усилия, создаваемого давлением рабочей среды, воспринима-
воспринимается элементами клапана. Перераспределение усилия, создаваемо-
29
го давлением /?, может быть учтено с помощью коэффициента хр,
показывающего, какая часть создаваемого усилия воспринимается
элементами клапана. Зоной контакта будет воспринята только ос-
оставшаяся часть усилия. Определение %р рассмотрено далее.
i
fTH ИНН*
Рис. 1.15. Расчетно-конструктивная схе-
схема затвора с седлом-оболочкой при ус-
условии страгивания золотника и равнове-
равновесии действующих на него сил
Рис. 1.16. Расчетная модель затвора с
сосредоточенными параметрами
Исследования ударного нагружения элементов затвора с сед-
седлом-оболочкой. В быстродействующих клапанах расчет прочности
седла при действии динамической нагрузки, возникающей при сра-
срабатывании клапана, является основным.
С учетом небольшой длины элементов затвора и наличия уп-
упругих элементов в качестве расчетной была принята модель с со-
сосредоточенными параметрами (рис. 1.16).
Дифференциальное уравнение, описывающее движение приве-
приведенной массы М золотника, имеет вид
-$¦[¦
^ ]|*= Р ,
A.19)
где с\ — приведенная жесткость элементов привода; С2 — ради-
радиальная жесткость упругого седла.
Нелинейное уравнение A.19) наиболее просто может быть ре-
решено методом припасовывания в два этапа.
Рассмотрим первый этап, для которого справедливо — > 0 .
dt
dx
Начальные условия первого этапа: f=O,Jc=O,— =jcq.
30
Решая A.19) при принятых начальных условиях, определяем
максимальное динамическое усилие, возникающее при соударении
элементов затвора,
фг)]
A.20)
и время t\, за которое динамическая нагрузка достигает максималь-
максимального значения:
Ci+ C2tg(Xrtg((Xr+ фг)^ *0[Cl+C2tg<Mg(Or+ ФгI
tg й fl= ? .
Следует отметить, что формально A.20) совпадает с выраже-
выражением для определения максимальной динамической нагрузки, воз-
возникающей при ударном нагружении одномассной системы.
На втором этапе движение массы М происходит при — < 0.
Можно найти предельную скорость соударения ху, при которой
не произойдет отскока золотника:
срг)- «<*- Фг)]
~ фг)
^[ ]
Ху~ ci+ c2tgatg(a~ ф)
С помощью выражения A.21) можно найти отношение макси-
максимальной динамической нагрузки к статической (коэффициент А:д),
выполнение которого исключает отскок в оболочечных затворах:
tg(ocr+ фг)
*д=2, ч - A-22)
д tg(cxr- фг)
На рис. 1.17 приведена типичная осциллограмма соударения эле-
элементов затвора с седлом пониженной жесткости. На этапе нарастания
нагрузки можно наблюдать наложение на основную гармонику коле-
колебаний небольшой амплитуды. На наш взгляд, эти микроколебания
связаны с наличием отклонений геометрической формы седла и зо-
золотника, а также шаровой опоры последнего, что приводит к микро-
микроколебаниям золотника вокруг оси, перпендикулярной направлению
движения. Указанные микроколебания связаны также с некоторым
рассеянием энергии подвижных звеньев клапанных устройств, поэто-
поэтому формула A.20) дает несколько завышенные (на 5 — 8%) по срав-
сравнению с экспериментальными результаты.
Кроме того, в связи с наличием отклонений формы торца сед-
седла контакт между золотником и седлом первоначально возникнет в
точке и далее распространится по линии. В этом процессе жест-
31
кость С2 будет переменной величиной, что необходимо учесть. Це-
Целесообразно ввести понятие энергии Еф, необходимой для ликви-
ликвидации отклонений формы элементов затвора. Это энергия, которая
затрачивается для устранения зазора между золотником и седлом,
обусловленного наличием отклонений формы.
V
V
а II' л Г л
til I
1 i i I
1 1 1 1
Рис. 1.17. Типичная осциллограмма соударения элементов затвора
с седлом-оболочкой пониженной жесткости
Отклонения формы торца седла могут быть получены с по-
помощью кругломера и записаны на круглограмме. Для получения
аналитического выражения отклонения формы торца седла от сре-
срединной поверхности следует провести анализ круглограммы (на-
(например, гармонический анализ для 24 ординат), в результате кото-
которого отклонения формы можно представить в виде гармонического
ряда:
п
(Фг) = X ( aKC0S
к=2
О -23)
В разложении не учтены свободный член, представляющий со-
собой среднее значение функции w (<рг), и член ряда, соответствую-
соответствующий значению к = 1 и учитывающий изгибную деформацию обо-
оболочки без искажения формы ее поперечного сечения, что компен-
компенсируется с помощью конструктивных мероприятий, в частности ус-
установкой золотника на самоцентрирующей опоре.
При расчете использовалась теория несимметричной деформа-
деформации оболочки, которая находится в напряженном состоянии, близ-
близком к чисто моментному [29]. Были получены значения внутренних
32
силовых факторов, которые подставлялись в выражение для энер-
энергии деформации цилиндрической оболочки:
nEfc5tg«V+ фг) г ^ , 0 ,9 _ ,7 _ i )jfe4 +
144A-
504 г*
кк=2
кк=2 w к=2
A.24)
к=2
С'учетом вышеизложенного приведем "окончательное выраже-
выражение для определения динамической нагрузки, возникающей при со-
соударении золотниковой пары с седлом-оболочкой:
х+ c2tgotTtg(ar+ срг)] . A.25)
Проведенные авторами исследования показали, что расхож-
расхождение экспериментальных результатов с расчетными, получен-
полученными с помощью A.25), не превышало 5 — 8%, т.е. находилось
внутри интервала погрешностей комплекса измерительной ап-
аппаратуры (см. гл. 2).
Выбор рациональных геометрических параметров седла-обо-
седла-оболочки. Полученным выражением для максимальной динамической
нагрузки A.25), возникающей при срабатывании затвора, трудно
воспользоваться на этапе проектирования, так как геометрические
размеры седла-оболочки еще неизвестны. Кроме того, желательно
геометрические размеры седла выбрать такими, чтобы максималь-
максимальные напряжения, возникающие в седле, были близки к допускае-
допускаемым. В этом случае можно ожидать, что положительные свойства
упругого седла будут использованы максимально.
Однако для того чтобы седло не получилось чрезмерно жестким,
следует принять конструктивные меры, обеспечивающие значение ко-
коэффициента А:д не более 5 — 8. К этим мерам относится гашение
скорости подвижных частей клапана в момент посадки на седло.
Анализируя выражения A.10) и A.13), можно показать, что на-
наибольшие напряжения от ударной нагрузки Ртах возникают на тор-
торце седла, причем
33
где радиальная жесткость седла находится как
с2= 2тсгксг= —Т2ПГ = 1»22^ . О-27)
2 *' Ф1(М ^'59(M
Подставляя A.20) и A.27) в A.26), а также заменяя а?У(? допу-
допустимым напряжением [а], можно получить уравнение для опреде-
определения толщины седла:
Использование формулы A.28) позволяет получить первое
приближение толщины седла при предварительном задании значе-
значения (pjCPx/) и радиуса гк. Рекомендуется в первом приближении
принимать р^/ = 2...3, что соответствует значению cpiB...3)« 0,5.
Ориентировочное значение гк следует принимать близким значе-
значению радиуса условно-проходного тракта клапанного устройства.
Уточнить значение Л можно с помощью одной-двух итераций. Да-
Далее необходимо выполнить полный расчет седла-оболочки в усло-
условиях динамического нагружения и проверочный расчет на действие
статической нагрузки и давления рабочей среды.
Определение коэффициента воспринимаемой нагрузки седла-
оболочки. Расчетная модель клапанного устройства с седлом-оболоч-
седлом-оболочкой аналогична расчетной схеме, представленной на рис. 1.16. Она
включает в себя два упругих элемента с различными жесткостями:
С\п — приведенная жесткость элементов привода, учитываемая неза-
независимо от изменения усилия Р в процессе смещения золотника, и
C2tgartg(ar + Фг) — приведенная жесткость седла-оболочки.
Если давление рабочей среды пытается сдвинуть золотник таким
образом, чтобы произошел реверс силы трения, то при изменении
давления от 0 до р-ф золотник не смещается. Смещение будет иметь
место при подаче давления, не вызывающего .реверса силы трения в
зоне контакта, а также при подаче избыточного (по сравнению с /?тр)
давления, вызывающего реверс. Далее в этом подразделе р — давле-
давление рабочей среды, вызывающее смещение золотника.
Учитывая параллельную связь упругих элементов в модели
клапана, можно показать, что элементами привода будет восприня-
воспринята нагрузка
а затвором
34
В A.29) и A.30) знак «плюс» перед <рг соответствует совпаде-
совпадению смещения золотника с направлением оси Ох, в противном слу-
случае принимается знак «минус».
Очевидно, если c\n<<C2tg0Lrtg(aT± срг), что справедливо, напри-
например, для ГПТА с электромагнитным приводом, то практически вся
нагрузка, создаваемая давлением рабочей среды, будет восприни-
восприниматься затвором. Если cin»C2tgartg(gr± фг), что справедливо для
систем с ручным или гидравлическим приводом, то практически
вся нагрузка, создаваемая давлением рабочей среды, будет воспри-
восприниматься элементами привода (корпуса) конструкции. Все это от-
относится к действию давления на эффективную площадь поверхно-
поверхности золотника и не распространяется на нагружение седла-оболоч-
седла-оболочки давлением рабочей среды по боковой поверхности.
Экспериментальное исследование ресурса затворов с седлом-
оболочкой. Для выяснения характера износа элементов затвора с
седлом-оболочкой во Львовском политехническом институте была
разработана [43] специальная экспериментальная установка, позво-
позволяющая изменять в широких пределах энергию подвижных частей
клапана в момент соударения и при этом контролировать динами-
динамическую нагрузку в золотниковой паре. При проведении экспери-
экспериментальных исследований основное внимание было уделено кине-
кинетике изменения ширины полосы контакта стыкуемых изделий как
параметру, определяющему контактное давление в КУ. Полагалось
также, что контактирующие поверхности затвора имеют эксплуата-
эксплуатационный рельеф, соответствующий нормальному износу. Нормаль-
Нормальный износ характеризуется линейной связью ширины пояска кон-
контакта с числом циклов нагружений, а ухудшение качества поверх-
поверхности происходит одновременно с наступлением катастрофическо-
катастрофического износа. Кроме того, нормальный износ носит установившийся
характер.
Геометрические размеры седла выполнялись в соответствии с
рекомендациями, данными выше. Золотники изготовлялись из ста-
стали 45 и после термообработки хромировались. Седла изготавлива-
изготавливались из бронзы БрАЖН 10-4-4 с последующей закалкой. Такое со-
сочетание предусматривает реализацию избирательного переноса ма-
материалов, что обеспечивает высокую' износостойкость узла трения.
На рис. 1.18 приведены результаты экспериментального иссле-
исследования ресурса КУ (допустимое число циклов нагружения) с сед-
седлами-оболочками различной толщины при различных значениях q,
которые определялись как отношение максимальной динамической
35
нагрузки, возникающей при соударении элементов затвора, к пери-
периметру седла. Линейный характер графиков свидетельствует о том,
что элементы клапанных пар работают в зоне нормального износа.
А это обусловливает постоянство эксплуатационной шероховатости
уплотняющих поверхностей (для q ¦» 3,84 Н/мм намечается переход
в зону катастрофического износа, что не дало возможности пол-
получить результат для данной золотниковой пары при 5=1 мм).
Зависимость числа циклов нагружения N от максимальной
удельной динамической нагрузки для трех уплотнительных по-
поясков шириной 0,5; 0,75 и 1,0 мм представлена на рис. 1.19.
Результаты исследований показали, что одним из эффектив-
эффективных путей повышения ресурса седел-оболочек является уменьше-
уменьшение динамических нагрузок, возникающих при срабатывании эле-
элементов КУ.
Исследование воздействия внешних нагрузок на работоспо-
работоспособность конических клапанных пар с седлом-оболочкой. При
эксплуатации арматура подвергается воздействию внешних удар-
ударных нагрузок: вибрации, ударных импульсов и линейно возрастаю-
возрастающего ускорения.
W 80 120 160 200 240 280
Циклы погружения к 1О3
Рис. 1.18. Зависимость ширины уплотнительного пояска от числа
циклов нагружения при различной динамической нагрузке q
В отличие от плоских и резинометаллических затворов в кон-
конструкциях с упругим седлом изменение контактного давления воз-
возможно лишь при воздействии внешних факторов, обусловливаю-
обусловливающих наличие на золотнике возмущающего усилия, которое равно
силе трения или превышает ее. Также в отличие от резинометал-
резинометаллических в исследуемых затворах воспринимаются исключительно
нагрузки, действующие вдоль оси затвора. Это связано с тем, что
приведенная жесткость затвора в осевом направлении обычно на
несколько порядков ниже, чем в радиальном.
36
1
\
10
18
26 f, Н/мп
Рис. 1.19. Зависимость числа циклов нагружения от
динамической нагрузки q при различной ширине 5
уплотнительного пояска
Уравнение движения золотника под действием внешних сил
имеет вид
r~^+ I С1„+ c2tgc^g(ar+ 9r)sign—
dx]
^J* =
dt
A.31)
где Pip— проекция силы трения на ось Ox; P(t) — проекция дей-
действующей на затвор инерционной нагрузки на ось Ох.
Приведем основные соотношения для расчета клапанных пар с
упругим седлом под действием внешних нагрузок с учетом возмож-
возможности смещения золотника только при превышении инерционной
нагрузки силы трения.
Введем обозначения:
<pr)
M
C2tg<Mg(«r~
M
A.32)
37
Зная длительность t$ ударного прямоугольного импульса и за-
задаваясь значением максимально допустимого смещения золотника,
которое в К раз меньше исходной статической деформации систе-
системы, можно определить максимально допустимую нагрузку, дейст-
действующую на затвор в осевом направлении, при смещении золотника
вдоль оси Ох:
где Рс — суммарная статическая нагрузка, действующая на золотник.
Бели вертикальная проекция нагрузки направлена против оси
Ох, то в выражении A.33) w\ следует заменить на и>2.
Возникновение силы трения при контакте деталей затвора объ-
объясняет существование так называемой зоны застоя, которая харак-
характерна для колебательных систем с сухим трением. Процесс оста-
остановки массы в момент контакта седла с золотником носит вероят-
вероятностный характер в пределах зоны застоя. При этом возможно
уменьшение усилия герметизации до минимального значения
1- —
tg(«r+
A.34)
Анализ воздействия на затвор нагрузок в виде линейно возра-
возрастающего ускорения показал, что смещение под действием динами-
динамической нагрузки золотника не может быть больше смещения под
действием статической нагрузки, что следует использовать для
расчета максимальных нагрузок указанного типа. Бели задаться до-
допустимым смещением золотника хд, то можно определить макси-
максимально допустимое усилие в зоне контакта:
A.35)
Примечание к формуле A.33) относится и к A.35).
Анализировать воздействие на затвор нагрузок типа вибрации
с помощью аналитического решения уравнения A.31) не удается.
При допущении о безостановочном режиме движения массы анали-
аналитическое решение сводится к решению системы семи алгебраиче-
алгебраических трансцендентных уравнений с семью неизвестными [42]. Вме-
Вместе с тем следует отметить, что режим движения с остановками
имеет место при малых частотах возмущения, когда возмущающее
усилие близко к силе трения [27], что было подтверждено при мо-
моделировании на аналоговой вычислительной машине.
38
В заключение отметим, что если внешнее вибрационное возму-
возмущение имеет частоту порядка долей или единиц кГц и вызывает
смещение золотника, то можно ожидать, что через несколько се-
секунд с начала воздействия затвор полностью выработает свой ре-
ресурс, что и наблюдалось в ходе экспериментальных исследований.
Поэтому %лл сохранения работоспособности затворов рассматрива-
рассматриваемого типа при воздействии вибрационного возмущения необходи-
необходимо выполнение условия P(t) < Р^.
1.2.3. Особенности полимерных и эластомерных КУ
криогенных систем
Распространение криогенных систем требует не только осна-
оснащения промышленности новыми видами агрегатов управления, но и
максимального повышения их качества и надежности. Такие агре-
агрегаты должны обладать высокой герметичностью в широком диапа-
диапазоне температур, вплоть до сверхнизких, что главным образом оп-
определяется работоспособностью КУ.
В зависимости от материалов, используемых для уплотнений в
криогенных агрегатах, КУ бывают двух видов: полимер — металл и
металл — металл. Последние, несмотря на широкое распространение,
имеют существенные недостатки, например, для обеспечения макси-
максимальной герметичности зоны контакта необходимы контактные дав-
давления, составляющие A,3.,.2,7)аО2, а следовательно, значительные
контактные усилия. Малогабаритные показатели агрегатов при этом
ухудшаются. Плакировка уплотнительных поверхностей мягкими ма-
материалами (серебром, индием, литием) в этом случае неприемлема
из-за многократности нагружения и ударов, вызывающих нарушение
(«шелушение») плакированного слоя. Кроме того, высокие требова-
требования к макро- и микрогеометрии уплотнительных поверхностей обус-
обусловливают увеличение трудоемкости их обработки.
Применение в качестве уплотнений полимеров позволяет повы-
повысить качество затворов и производительность труда при их изго-
изготовлении, обеспечить экономию цветных металлов и сплавов, сни-
снизить стоимость ремонта. Среди используемых в промышленности
полимеров неуклонно возрастает роль пластических материалов, и
прежде всего поликарбонатных смол, которые вынужденно-эла-
вынужденно-эластично деформируются при температуре 4,2 К [67]. Уплотнитель-
ные детали и изделия, работающие длительное время при низких
температурах, в основном изготовляют из поликарбонатов дифлона
«С» и ДАК-62 (поликарбоната ПК-М-3), причем последний облада-
обладает стабильными физико-механическими характеристиками при экс-
эксплуатации и хранении.
39
При креплении поликарбонатного уплотнителя необходимо
обеспечить прочную и герметичную его посадку в гнезде корпуса
затвора.
Благодаря широким технологическим возможностям обра-
обработки поликарбоната наиболее часто используется его крепле-
крепление в запорном органе. На рис. 1.20 показаны варианты (I — V)
поликарбонатных уплотнителей (рис. 1.20,а), гнезд под уплотни-
уплотнитель в затворе (рис. 1.20,6) и затворов в сборе (рис. 1.20,в).
Клапаны и седла агрегатов криогенных системах поликарбонат-
поликарбонатным уплотнителем выполняют обычно из нержавеющих аустенитных
сталей типа 12Х18Н9Т, 12Х18Н10Т, 11Х12Н20ТЗР и др. Эти же мате-
материалы широко используют в затворах с уплотнителем металл — по-
полимер на базе фторопластов. Однако если для достижения герме-
герметичности при использовании такой пары (нестойкой к длительной
наработке в среде жидкого водорода) требуется создание удельно-
удельного давления до 19...30 МПа, то в аналогичных парах на базе пол-
поликарбонатных смол герметичность (в том числе при работе на жид-
жидком водороде) достигается при более высоких давлениях порядка
45...70 МПа.
Следует отметить, что хорошие результаты по повышению гер-
герметизирующей способности запорных пар с поликарбонатом дает
термостабилизация.
В условиях индивидуального или мелкосерийного производст-
производства ее обычно проводят перед окончательной обработкой металло-
пластмассового узла. Узел выдерживают не менее трех минут при
температуре 77 К (в жидком азоте), затем в течение 40 минут —
при 333 К (в тепловой камере). Число выдержек при указанных
температурах должно быть не менее трех. При этом ресурс па-
ликарбонатных КУ криогенных агрегатов существенно повышается
(для ряда конструкций в несколько раз).
Практика эксплуатации запорных устройств криогенных систем
с поликарбонатным КУ показывает, что лучшей герметизирующей
способностью обладают пары с дополнительным неподвижным
седлом в гнезде корпуса затвора, что связано с исключением уте-
утечек под уплотнителем (рис. 1.20, вариант II).
При заделке уплотнительной детали из дифлона в корпус за-
затвора основной причиной брака является нарушение требований
подготовки деталей к обжатию и заделке уплотнителя в гнездо. В
соответствии с этими требованиями, содержащимися в НТД, необ-
необходимо выполнять следующий цикл операций:
40
Рис. 120. Конструктивные схемы поликарбонатных металлопласт-
массовых затворов: а — уплотнитель;
б — гнездо под уплотнитель;
в — металлопластмассовая деталь в сборе
41
обдув сжатым воздухом, очистка от стружки, загрязнений,
обезжиривание бензином и обезвоживание спиртом металлических
заготовок и уплотнителя;
100%-ный визуальный контроль чистоты промывки деталей за-
затвора. Не допускается наличие остатков масла, грязи, металличе-
металлической стружки, пыли и других инородных частиц. Промытые и вы-
высушенные детали из дифлона и металлические детали затвора до
заделки должны храниться в полиэтиленовой таре;
выдерживание в сборочном помещении с температурой
293...303 К не менее пяти часов перед сборкой корпуса затвора и
уплотнителя для выравнивания температур стыкуемых деталей и
более равномерного перераспределения внутренних деформаций;
проведение окончательной механической обработки затвора в
сборе не ранее чем через 20 часов после заделки уплотнителя в
корпус затвора. Это способствует самопроизвольному снятию на-
напряжений в месте заделки уплотнителя, обеспечивает сохранение
прочной и герметичной посадки уплотнителя в гнезде затвора при
чистовом точении без растрескивания дифлона под усилием режу-
щего инструмента.
Внешний вид затворов контролируют визуально, выявляя тре-
трещины, расслоения, сколы, раковины, проворачиваемость уплотни-
теля в гнезде; качество обжатия — осмотром разрезанного в осе-
осевом направлении затвора и измерением диаметра Do, выявляя не-
неполное прилегание уплотнителя к стенкам и незаполнение углов
посадочного места в гнезде.
Надежность крепления уплотнителя в затворе в значительной
степени зависит от правильного выбора толщины стенок гнезда
под уплотнитель и усилия завальцовки. Предварительные значения
толщины обжимаемых или вальцуемых стенок и усилия завальцов-
завальцовки выбирают, как правило, на основе полуэмпирических расчетов,
в каждом конкретном случае уточняя результаты расчета для серии
опытных образцов. Экспериментально полученные значения осево-
осевого усилия развальцовки Р в зависимости от параметров стенки
гнезда клапана (сталь 12Х18Н9Т) с поликарбонатным дисковым уп-
уплотнителем (ДАК-62) ряда типовых затворов конструкций ККБА
приведены в табл. 1.3. Расхождение теоретически и эксперимен-
экспериментально полученных результатов не превышало 30%.
В общем случае задачу определения конструктивных парамет-
параметров заделки поликарбонатных уплотнителей решают на основе без-
моментной теории оболочек вращения, считая деформации стенок
корпуса осесимметричными. Расчетная схема затвора приведена на
рис. 1.21. Допустим, что материал корпуса затвора 2 жесткопласти-
ческий, упрочняющийся с произвольной диаграммой растяжения,
матрица 1 имеет коническую форму и идеально жесткая. Влиянием
раздавливаемого уплотнителя 3 на деформированное состоя-
42
Таблица 1.3.
усилие развальцовки стенок клапана с поликарбонатным дисковым уплотните-
уплотнителем для различных конструктивных параметров
/0...20
20... Ь5
4S...6O
Н9мп
S...6
6. ..?
Т%пп
0f8... UO
fS
«„...•
25
Р>хН
2,9*... *,9
W ...7,$Ь
7,84 ...П97б
ние стенок корпуса затвора пренебрегаем, так как Еи«Е\
ат.п* ат 0Еп>?>ат.шат — модуль упругости и предел текучести
поликарбонатного материала и материала корпуса соответст-
соответственно). Напряженное состояние оболочки плоское, а меридио-
меридиональное от и окружное at напряжения главные. Напомним
также, что интенсивность
распределения нагрузки по
нормали к оси оболочки есть
давление р в зоне контакта
матрицы и стенки затвора, а
интенсивность распределе-
распределения нагрузки в направлении
меридиана — коэффициент
трения цтр. При решении за-
задачи используем условие
пластичности Хубера — Ми-
зеса.
Приведенные параметры рис 12{ Расчетная схема затвОра при
Связаны следующими СООТНО- Завальцовке уплотнителя: 1 — матрица;
Шениями: 2 — запорный орган; 3 — уплотнитель
43
— ctg4> + f sinCF f)ctg4> tfcosOF ?I&; A.36)
dr
— - rfe^sinW, r2* rz r\\ A-37)
Лв1п(Ф+|); ' A.38)
- omot+ c$ ; A.39)
; A.40)
<%- ^cosO?- f) или a,- - ^^; A.41)
A.42)
A.43)
где ДО — приращение функции Ч', связывающее напряжения
°т, °t и О( в соответствии с условием пластичности Хуберта —
Мизеса (в случае идеального жесткопластического материала без
учета упрочнения, т.е. при a,- =ar ); dt( — интенсивность прира-
приращения деформаций. Отметим, что диаграмма растяжения несжима-
несжимаемого материала представляет собой графическое изображение за-
зависимости A.43).
Для расчетной схемы предел изменения Ч' с учетом малости
dyVf om и ot описываются зависимостью
Конструктивные параметры заделки поликарбоната рассчиты-
рассчитывают на основе безмоментной теории оболочек вращения по прира-
dr
щениям dSlf (—; a,-; am ; at; К) , в которые искусственно введен
параметр Ч'.
В начале процесса заделки, т.е. при г = г\, a,- = ot, по диаграм-
диаграмме растяжения материала, используя зависимость A.43), находят
do( при заданной rfe,- и вычисляют о(< По формуле A.36) подсчиты-
44
вают приращение и собственные значения функции *Р. Изменения
радиуса г и толщины стенки 5 корпуса затвора в зависимости от
выбранных значений de,- оценивают по формулам A.37) и A.38).
После их интегрирования определяют г и d, соответствующие вы-
вычисленному значению функции *Р. Значения отдельных компонен-
компонентов напряжений находят, используя формулу A.40).
В тех случаях, когда в затворе применяют кольцеобразный уп-
уплотнитель, толщину внешней и внутренней стенок гнезда под уп-
уплотнитель рассчитывают аналогично. При этом для внутренней
п 5
стенки гх< г< г2, ст< 0, ct> 0, ~< ?< -п .
Z О
По приведенной методике определяют толщину стенки корпу-
корпуса затвора и угол завальцовки, исходя из заданных максимальных
значений пластической деформации. Стенка гнезда под уплотни-
уплотнитель в зоне сопряжения уплотнителя с корпусом должна обладать
необходимым сопротивлением контактному давлению q, возникаю-
возникающему под действием натяга А при запрессовке уплотнителя усили-
усилием Р.
Считая корпус затвора абсолютно жестким, т.е. Еп< Е, опре-
определяют контактное давление в цилиндрической зоне сопряжения
деталей в пределах упругих деформаций:
9
*
где U — полная радиальная деформация уплотнителя,
U= |Ui | + |U2 | ; Ui= А/2, U2= VnP/ягА; vn - 0,38 — коэффи-
коэффициент Пуассона для поликарбоната.
Толщину стенки корпуса затвора t при известном контактном
давлении подсчитывают, используя зависимости для расчета тонко-
тонкостенных оболочек.
В последнее время разработан и находит все большее примене-
применение новый способ изготовления металлополимерных затворов на ос-
основе поликарбонатных смол — литье под давлением, которое из-за
высокой вязкости расплава осуществляют при давлении 90...200 МПа
и температуре 533...583 К. Для улучшения текучести расплава и
снижения внутренних напряжений, возникающих в отливке при ее
быстром охлаждении, температуру литьевой формы (корпуса затво-
затвора) поддерживают в пределах 353...393 К. При этом гнездо в кор-
корпусе затвора под уплотнитель выполняют, как правило, в виде «ла-
«ласточкина хвоста». Для таких затворов не требуется чистовое точе-
точение уплотняющей поверхности уплотнителя.
Одной из основных эксплуатационных характеристик запорной
пары является число срабатываний, при котором сохраняется удов-
45
летворителькая герметичность. Различают три периода эксплуата-
эксплуатации: приработку, нормальную эксплуатацию и износ (старение).
Практика эксплуатации криогенных агрегатов показывает, что при-
приработка конусной запорной пары с уплотнением из дифлона «С»
при давлении 40...50 МПа соответствует 300 — 600 срабатываний
(для тарельчатых клапанов примерно 800 срабатываний), период
нормальной эксплуатации — от 1 500 — 3 000 до 10 000 — 20 000
срабатываний, период старения — более 15 000 срабатываний.
Период приработки отличается повышенной негерметично-
негерметичностью, так как происходит «выжигание» дефектов уплотнительных
поверхностей. Причиной этого является главным образом несовер-
несовершенство технологии обработки.
При нормальной эксплуатации герметичность запорной пары
практически не зависит от времени ее функционирования. Причи-
Причинами негерметичности являются в основном неровности уплотняю-
уплотняющих поверхностей, оставшиеся после приработки деталей пары, и
внезапное воздействие неучтенных факторов, связанных с попада-
попаданием в изделие инородных частиц, просочившихся через фильтру-
фильтрующие устройства.
В период старения деталей запорной пары, когда происходит на-
накопление необратимых повреждений, негерметичность возрастает.
Для упрощения испытаний запорной пары жидкий водород за-
заменяется газообразным гелием при удельных нагрузках в УС, соот-
соответствующих режиму эксплуатации (рис. 1.22) [109]. Анализ ре-
результатов испытаний некоторых конструкций КУ показал, что гер-
герметичность запорной пары определяется: удельным давлением на
уплотнитель; давлением рабочей среды на входе клапана; темпера-
температурой окружающей и рабочей среды; видом рабочей среды. При
этом было установлено:
1. Достаточная герметичность B,5-10"8 м3/с для газообразной
среды) запорной пары с уплотнителем из поликарбоната достигает-
достигается при работе с жидкой средой с температурой 20 К и создании в
УС удельного давления свыше 45 МПа.
2. За расчетный (экстремальный) следует принимать режим,
соответствующий минимальной температуре эксплуатации, так как
с уменьшением температуры утечки среды увеличиваются.
3. Утечки через запорную пару, для которой в зоне седло —
клапан давление ниже оптимального D5 МПа), можно стабилизи-
стабилизировать за счет предварительной приработки элементов КУ. При этом с
целью уменьшения числа срабатываний от 300 — 600 при нормальных
климатических условиях до 50 — 100 целесообразно перед приработкой
выдержать изделие при температуре 353...373 К в течение 0,5 часа.
4. Утечки воздуха и гелия через запорное устройство с дифло-
новым уплотнителем при давлениях герметизации свыше 40 МПа
46
*093±0,1
\RQt3±0,f
1 2 3
9,8 8
Рис. 1.22. Конструктивная схема КУ, предназначенного для работы с
жидким водородом (а), и результаты испытаний (б):
1 — тарель; 2 — седло; 3 — уплотнитель
47
имеют один порядок и подчиняются одним законам при разных
температурах окружающей среды.
Развитие криогенной авиационной техники стимулировало экс-
экспериментальные и теоретические исследования в области разра-
разработки высоконадежных пневматических устройств управления кри-
криогенной топливной арматурой. Применять сжатый воздух в пневмо-
пневмоавтоматике криогенных систем нельзя из-за нестабильности функ-
функционирования агрегатов [114]. Поэтому вместо воздуха применяют
газ с более низкой температурой сжижения, обычно гелий.
Рассмотрим некоторые особенности гелия. Обладая низкой
температурой сжижения D,1 К), гелий используется в условиях
низких и сверхнизких температур. Плотность гелия невелика, теп-
теплоемкость значительна, обращение с ним проще, чем с воздухом,
он достаточно точно подчиняется законам идеального газа в широ-
широком интервале температур и давлений. В области ниже 20 К четко
выражаются свойства реального газа. Гелий — единственное веще-
вещество, имеющее жидкую фазу вблизи абсолютного нуля.
Очевидно, что применение гелия в пневматических устройст-
устройствах управления устраняет нестабильность срабатывания топливных
агрегатов. Гелий стравливается из управляющей полости в 2,8 раза
быстрее воздуха.
Однако при работе с газообразным гелием усложняется обес-
обеспечение герметичности подвижных и неподвижных соединений, так
как он обладает более высокой проникающей способностью, чем
воздух. Механизм протекания через уплотнение заключается в про-
прохождении газа через неплотности контакта и диффузии через объ-
объем уплотнения. Газопроницаемость уплотнения зависит от структу-
структуры материала, из которого оно изготовлено, и свойств диффунди-
диффундирующих в материал молекул газа. Однако прямая связь со свойст-
свойствами молекул отсутствует, так как проницаемость представляет со-
собой сложный процесс, зависящий от диффузии и растворяемости
газа в материале. Коэффициент диффузионной проницаемости
представляет собой произведение коэффициента диффузии и ко-
коэффициента растворяемости: р = D51 Значения /5 и о зависят от
массы, объема, размера, формы и химической природы (полярности
и непредельности) диффундирующих молекул.
Зависимость коэффициента D от размеров молекул изучена
наиболее полно, но в настоящее время нет единого мнения о фор-
форме этой зависимости, ее рассматривают как линейную, квадратичную
или логарифмическую. В частности, установлено наличие линейной,
зависимости между коэффициентом D и квадратом диаметра d моле-
молекулы газа, диффундирующей в каучуке. Можно констатировать, что
одной из причин высокой проникающей способности гелия по срав-
сравнению с воздухом является малое значение d B,15-100 м).
48
Воздух представляет собой сложную механическую смесь, ос-
основными составляющими которой являются азот и кислород (более
99% объема). Диаметры молекул этих газов примерно на 50% боль-
больше, чем молекул гелия.
Была исследована эффективность уплотнительных устройств
на базе резиновой смеси 9089 (ТУ 38-005-924-73) и фторопласта-4
(ТУ 05-810-76) при работе с газообразным гелием. Основу смеси
9089 составляют бутадиен-нитрильные каучуки СКН-18 и СКН-26.
Герметичность уплотнительных устройств зависит от .контактно-
.контактного напряжения на уплотняющих поверхностях. Утечки газа через не-
неплотности контакта на 6—7 порядково больше, чем утечки, через уп-
лотнительный элемент. Поэтому для практических целей утечками,
обусловленными газопроницаемостью уплотнителя, можно пренеб-
пренебречь.
Утечки газа через объем уплотнения обнаруживаются с по-
помощью серийных передвижных гелиевых течеискателей, фикси-
фиксирующих утечки не менее 3,5-10~7...3,5* 10"8 мкл/с, суммарные
утечки через неплотности контакта и объем уплотнения методом
«аквариума», обеспечивающим фиксацию утечек не менее
0,1...0,2 мкл/с. .
Авторами предпринята цопытка сопоставить результаты ис-
испытаний на герметичность типовых уплотнительных устройств
серийных пневмоагрегатов при использовании воздуха (осушен-
(осушенного до точки росы не выше -50°С и очищенного от частиц круп-
крупнее 16 мкм) и газообразного гелия в интервале температур
213...333 К. Использовался метод «аквариума», имеющий точ-
точность ±10%. Метод заключается в следующем. В резервуар со
спиртом погружается испытуемое изделие, и обнаруживается
течь по появлению газовых пузырьков, которые, вытесняя жид-
жидкость из емкости заданного объема (медицинская мензурка с та-
тарированной шкалой), позволяют судить о величине утечек за за-
заданное время. Проверка показала полную герметичность запор-
запорных устройств.
Затем эти устройства были испытаны на герметичность газооб-
газообразным гелием при тех же давлениях и погонных нагрузках на уп-
лотнительные элементы. Общепринятые конструкции запорных
устройств (рис. 1.23 и 1.24) после суммарной наработки 15 ч,
неподвижные уплотнения поверхностей и зон контакта уплот-
нительными кольцами на базе нормали АН-1766 (рис. 1.25 и
1.26) после наработки 10 и 25 ч сохранили работоспособность
и герметичность во всем диапазоне рабочих давлений, соответ-
соответствующем диапазону погонной нагрузки на резиновый уплотни-
уплотнитель: 0,834-103...20,8-103 Н/м для конструкций, изображенных
на рис. 1.23, 20, 21- 103...56,41-103 Н/м для конструкций, изобра-
изображенных на рис. 1.24. Суммарная наработка каждого вида уплот-
49
Подпор
Рис. 1.23. Конструктивная схема КУ на основе резиновой смеси 9089:
1 — седло; 2 — клапан; 3 — уплотнитель
нения включала в себя не только время, в течение которого
проводили контроль герметичности, но и время нахождения в
среде газообразного гелия при проверках других видов. По-
Подвижные уплотнения сопрягаемых поверхностей, полностью
герметичные в воздушной среде, частично теряли герметич-
герметичность в гелиевой среде.
В процессе эксперимента были определены зависимости уте-
утечек гелия через уплотнительные устройства, показанные на рис.
1.27 (наработка 20 ч) и рис. 1.28 (наработка 33 ч), от времени при
фиксированных температурах и давлениях. Эти зависимости опи-
описываются аппроксимирующими формулами, полученными по ме-
методу наименьших квадратов (табл. 1.4). Следует отметить, что
приведенные зависимости для данных видов подвижных уплот-
нительных устройств могут служить качественной иллюстрацией
роста утечек при наработке клапанных механизмов аналогичного
назначения.
Результаты испытаний могут представлять интерес для проек-
проектировщиков запорной арматуры для гелиевой среды и работников
50
«Подвод
давления
Рис. 1.24. Конструктивная схема комбинированного уплотнителя запорного (пара
подвижное радиальное уплотнение — неподвижное торцевое уплотнение):
1 — седло; 2 — клапан; 3 — уплотнитель из резиновой смеси 9089; 4 — защит-
защитная шайба из фторопласта; 5, 6 — уплотнительные кольца из смеси 9089
Рис. 1.25. Конструктивная схема
комбинированного неподвижно-
неподвижного уплотнения (блок неподвиж-
неподвижных радиальных уплотнений —
неподвижное торцевое уплотне-
уплотнение): 1 — подвижные кольца из
фторопласта; 2 — уплотнитель-
ные кольца из смеси 9089
Рис. 1.26. Конструктивная схема
дублированного неподвижного
радиального уплотнения:
7,2 — уплотнительные кольца
из смеси 9089
51
Рис. 1.27. Конструктивная схема
комбинированного подвижного
уплотнения (блок подвижных ра-
радиальных уплотнений с разме-
размещенным между ними лабиринт-
лабиринтным уплотнением): 1 — уплот-
нителыше кольца из смеси
9089; 2 — защитные шайбы из
фторопласта
Рис. 1.28. Конструктивная схема подвижно-
подвижного уплотнения на базе V-образной манже-
манжеты: 7 — резьбовый элемент регулирования
усилия поджатая манжеты к уплотняющим
поверхностям сопряжения; 2 — пружиня-
пружинящая в основном направлении разрезная
тонкостенная втулка (пружина); 3 — пру-
пружинящий в радиальном направлении тонко-
тонкостенный разрезной элемент (мембрана) с
профилем, соответствующим профилю ман-
манжеты; 4 — манжета из фторопласта-4
52
отрасли, занимающихся модернизацией уплотнительных устройств
серийной запорной арматуры для воздушной среды.
Таблица 1.4
Зависимость утечек Q гелия через исследуемые уплотнения от времени при
фиксированных температуре и давлении
Уплотнение
Комбинированное по-
подвижное (рис. 1.27)
Подвижное на базе V-
образной манжеты
(рис. 1.28)
Давление,
МПа
2,45
6,87
0,98
7,85
Аппроксимирующие зависимости для рас-
расчета утечек гелия при температуре, К
293
0,650т
0,033?
2,1-иг4*2
1,0415*- 1
213
*0,39
1,0071-1
0,050*
1,833*
333
0,0152(Г-6Ч)J
1,833*
0,417*
0,650Г
1.3. ОСНОВЫ РАСЧЕТА УПЛОТНИТЕЛЬНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
КЛАПАННЫХ УСТРОЙСТВ НА ГЕРМЕТИЧНОСТЬ
При разработке универсальной методики определения герме-
герметичности УС необходимо учитывать как факторы, обеспечивающие
герметичность зоны контакта, так и конструктивно-технологиче-
конструктивно-технологические и эксплуатационные. Четкой границы между указанными груп-
группами факторов не существует, однако наличие такой классифика-
классификации несколько упрощает их общий анализ.
К первой группе относятся следующие характеристики:
1. Силовые: усилие герметизации Р в зоне контакта, создавае-
создаваемое задатчиком нагрузки (пружиной или приводом), коэффициент
динамичности устройства Лгд, определяемый скоростью посадки х0
клапана на седло (скоростью приложения герметизирующей на-
нагрузки), жесткость элементов герметизируемого стыка.
2. Конструктивные: геометрические параметры зоны контакта, к
которым относятся условно-проходной диаметр тракта клапан — сед-
седло, схема контакта (по плоскости, по конусу, по оболочке и др.), ши-
ширина зоны уплотнения и материал уплотняющих поверхностей.
3. Технологические — параметры технологической обработки
элементов УС: шероховатость, волнистость, отклонения форм.
4. Физико-механические свойства материала поверхностного
слоя элементов УС: предел текучести, модуль упругости, твер-
твердость, микротвердость.
5. Параметры рабочей среды в зоне уплотнения: давление, тем-
температура, вязкость, плотность, энергия десорбции и др.
К конструктивно-технологическим характеристикам относятся:
погрешности изготовления, установки и сборки элементов УС и их
53
крепежных деталей, технологический разброс допусков на размеры
КУ при принятом процессе изготовления элементов конструкции.
К эксплуатационным относятся характеристики, учитывающие
влияние колебаний давления среды и температуры, а также воздей-
воздействие внешних силовых нагрузок.
В общем случае при определении герметичности УС клапанных
устройств требуется решение ряда задач, связанных с определением
эпюры контактных давлений, сближения шероховатых поверхностей,
геометрических параметров микроканалов в зоне контакта элементов
УС, механизма массопереноса среды через зону контакта.
1.3.1. Определение деформации в зоне контакта элементов УС
Исследованию процесса сближения контактных поверхностей
(или деформации зоны контакта) посвящено значительное число
работ, которые можно разделить на две группы. В одной исследо-
исследования проводятся с помощью опорной кривой [38], во второй — с
помощью описания шероховатости случайным полем [94].
Однако для зависимостей, приведенных в указанных работах,
не выполняются граничные условия при смене вида деформации.
Кроме того, при исследованиях герметичности неподвижных УС
возникает ряд дополнительных проблем вследствие отсутствия со-
соотношений для определения деформаций в высоконагруженном уп-
ругопластическом контакте и ограниченности диапазона примене-
применения параметров эквивалентной опорной кривой (* <s 0,25).
Вышеизложенное обусловливает значительное расхождение
полученных теоретически и экспериментально значений контакт-
контактной деформации при больших контактных давлениях. Подробно
эти проблемы исследованы в работе [59]. Рассмотрим лишь основ-
основные результаты.
При упругом контакте единичной сферической неровности ра-
радиуса г с плоскостью усилие Р, и деформация <\ связаны в соот-
соответствии с формулой Герца:
где 0 — упругая постоянная материала, 0 = A - v2 )/E.
Для металлических тел приведенное выражение справедливо
при 6,- ? 6К. При этом максимальное давление на площадке контак-
контакта достигает значения, равного пластической твердости НД, кото-
которая в отличие от твердости НВ по Бринелю функционально не свя-
связана с нагрузкой, формой и размерами контактирующих тел [28].
54
Из теории Герца
&2^3A.44)
где Р* — усилие, вызывающее появление первого пластического
отпечатка в УС, HL
Условие 6;> 6К соответствует упругопластическому контакту,
который характеризуется наличием необратимых деформаций. В
этой области общая деформация [28]
б^бу+бд, A.45)
26,,/бу
A.46)
п 2л/НД '
где до — деформация, определяемая по Герцу,
60» 0,825V— . A.47)
Заменим абсолютную нагрузку Р, ее относительной величиной
К= Р(/Ръ тогда выражения A.46) и A.47) можно записать в виде
6П = бк (к - 1 )/3 ;
С учетом A.48) 6у определяется из уравнения
Полученные выражения A.48) и A.49) различаются тем, что
деформации определяются только степенью нагружения К и <\
Уравнение A.49) решается относительно -^ методом итераций.
Результаты расчетов представлены на рис. 1.29. Аппроксимация за-
зависимости со средней относительной погрешностью менее 3% дает
эмпирическое соотношение для относительной нагрузки в зоне
контакта
ч0,6
+ 1,4 . A.50)
55
Фактическая площадь контакта Fr. при деформации <\ единич-
единичной неровности будет
^.«сх^гл/б,-, A.51)
где cu = 0.5...1 — для упругопластического контакта.
Площадь контакта единичной сферической неровности [28, 66]
A.52)
Тогда с учетом A.45), A.48), A.50) и A.51)
Средние давления q - -=f на пятне контакта с учетом выраже-
ний A.44), A.49), A.50) и A.53)
_ 30(f)-34(ff\14
А| +2
A54)
Графическая интерпретация зависимости A.54), представ-
представленная на рис. 1.30, аналогична диаграмме вдавливания шара,
построенной в координатах напряжение — степень деформа-
деформации [66].
С использованием основных характеристик контакта единич-
единичной поверхности, описываемых выражениями A.50), A.53) и
A.54), с учетом закона распределения неровностей по высоте в
зоне контакта шероховатых поверхностей получены следующие
результаты:
для упругого контакта (е < ек)
,vx+0,5
_2_.
НД
0,5bxtvx ;
A.55)
56
т
2
1
О
-1
6
«Л
А
1
«г
«Г
Г/
1
к/
/1
А
/А
***
~нд
-г -
2 J 1дК
-/
/ 2 3 1дК
Рис. 1.29. Зависимость относительной Рис. 1.30. Изменение относительного
деформации от относительной нагрузки среднего контактного давления ?/НД
и коэффициента ая в зависимости от
нагрузки
для упругйпластического контакта (е > ек)
(К^Кг)^^0'5
A.56)
для упругого насыщенного контакта
A.57)
для упругопластического насыщенного контакта (ьн > г -
нд
22
r
- 0.5 Vv' I G)V* '[v* + 7
A.58)
57
для упругопластического насыщенного контакта (ен< е - »к )
- eH(vx-
где vx, ftx — параметры опорной кривой; е
A.59)
хтах
-if; Ki= vx(vx- l)B(Vjt- 1;2,5);
K2~vx(vx- l)Bxl(Vjt- 1
K4-vx(vx- l)Bx2(vx- l;2,5);K5=vx(vx-
B(amf3) и Bx(am p) — полная и неполная бета-функции;
Коэффициент упругой осадки для всех видов контакта опреде-
определяется следующими выражениями:
для е «; ер ат = 4yC/bjfiv* ;
для б > ер ат = пуС/1 - *i(l- e)v»,
где v'x , Ъ'х — параметры опорной кривой профиля ниже сред-
средней линии.
В вышеприведенных зависимостях параметры опорной кривой
определяются выражениями
v>2(l-
1-
Ло \v'*'
A.60)
Для поверхностей с нормальным распределением материала в
шероховатом слое
58
Приведенные зависимости описывают контакт шероховатой и
гладкой поверхностей. При контакте двух шероховатых поверхно-
поверхностей следует использовать параметры эквивалентной шероховатой
поверхности [59].
Выражения A.55) — A.59) позволяют определить характеристики
контакта шероховатых поверхностей для случаев, когда средний раз-
размер пятен контакта намного меньше средних расстояний между ними.
Это характерно для контакта металлических поверхностей. Для ме-
таллополимерных поверхностей характерен упругий насыщенный
контакт с повышенной несущей способностью единичных пятен [38,
66]. В этом случае традиционный подход неприемлем, так как проис-
происходит изменение характеристик зоны контакта, связанное с эффектом
взаимного влияния отдельных неровностей.
Для оценки взаимного влияния неровностей в работе [59] рас-
рассмотрен контакт единичной абсолютно жесткой неровности радиу-
радиуса г с упругим полупространством. Принято, что влияние неровно-
неровностей эквивалентно влиянию равномерно распределенной нагрузки
действующей в кольцевой области контак-
1-1
-Ta\V2(ac? P2^az,)> причем Р2 — радиус кольцевой области,
aL >> ас- После приложения сжимающей нагрузки образуется пло-
площадка контакта радиусом аг._При этом для любой точки области
контакта W\{ О ? pi s ar , где pi — радиус кольцевой области) для
одноуровневой шероховатой поверхности при предположении, что
2
Pi~ nd%q , т]УС = -~:, справедливо условие
ас
A.61)
Зд - 6 (arcsinVi|yC - V A - мус) Мус)
С некоторым приближением можно считать, что контактируют
не поверхности с распределенными по высоте неровностями, а эк-
эквивалентные поверхности, вершины которых расположены на од-
одном уровне. При этом
для е * ен
2гД
max / »•'
v. - 1
- К-
59
Ъс
0,75
0.5
I 0,25
1
/у
и
f
/
ДЛЯ t > EH
0,5 t,0
Рис. 1.31. Зависимость относительной
площади контакта от безразмерной на-
нагрузки: 1—по Герцу; 2 — с учетом вза-
взаимного влияния неровностей
ности. Данное положение
данными [38, 66].
ах
со-
соБолее точное решение дан-
данной задачи, однако достаточно
трудоемкое, приведено в [59].
Зависимость относительной пло-
площади контакта от безразмерного
параметра Q » 0^ V
гласно выражению A.61^ усло-
условию Герца показана на рис. 1.31.
Из приведенной зависимости
следует, что величина относи-
относительной площади контакта
стремится к единице, когда ве-
величина Q стремится к бесконеч-
подтверждается экспериментальными
1.3.2. Геометрические параметры микроканалов
в зоне контакта элементов УС
При герметизации шероховатых поверхностей в зоне контакта
УС возникает множество пересекающихся микроканалов, геометрия
которых определяется параметрами исходной шероховатости и ха-
характеристиками контакта.
Шероховатость поверхностей образуется при механической об-
обработке в результате суммарного воздействия периодических и
случайных факторов. Для учета доли случайной составляющей
используется коэффициент случайности профиля vc [106]. По-
Поверхностям с vc ^ 0,7 соответствует нерегулярная шероховатость,
характеризующаяся неровностями случайных размеров и случай-
случайной конфигурацией. Для исследования таких поверхностей ис-
используется модель шероховатости в виде нормального случайно-
случайного поля, для описания которого достаточно знать его математи-
математическое ожидание и корреляционную функцию К(тьт2). Сечение
такого поля можно представить как реализацию случайного про-
процесса x(t), где t — координата, для описания которой достаточно
знать математическое ожидание и корреляционную функцию
К(х) = В% р(т). Здесь р(т) — нормированная корреляционная фун-
60
кция, параметры аппроксимации которой определяются через шаго-
шаговые характеристики профиля [106].
' Для обобщения ожидаемых результатов площадь Гф и пе-
периметр Пф характеризующие сечение единичного микроканала
произвольной формы, определяются для единицы профиля ко-
конечной длины. В общем случае при наличии упругих и пласти-
пластических деформаций отдельных неровностей высотные и шаго-
шаговые характеристики реализации x(t) исходной шероховатости
меняются незначительно. Обычно при контакте шероховатых
поверхностей преобладает тот или иной вид деформации не-
неровностей, поэтому данное допущение равнозначно «опуска-
«опусканию» реализации x(t) при упругом контакте и «приподнима-
«приподниманию» — при пластическом, что имеет место цри насыщенном
контакте. Критерием для определения уровня и является ра-
равенство относительной площади контакта т]ус длительности
пребывания 1(и) над уровнем и. Тогда с учетом некоторых прет
образований [77] площадь и периметр заштрихованных сечений
на рис. 1.32 находятся как
пф =
2+
A.62)
2
гдеФ(-) — интеграл вероятности; К"@) — вторая производная
корреляционной функции при т = 0.
Число сечений микроканалов на единицу длины профиля
При небольших контактных давлениях можно считать, что
утечка происходит через все сечения. С ростом контактных дав-
давлений в уплотнении появляются изолированные объемы, которые
можно учесть числом выбросов NB неровностей поверхности за
уровень и. Это число включает контуры второго рода [94]:
д/^К@,0) ^К(О.О) / и2
У } $ P(~2*
Тогда вероятность того, что микроканал будет сквозным,
61
или /(и)- 0,5- Ф|^М.
Рис. 1.32. Реализация случайного процесса, представляющая профиль шерохова-
шероховатой поверхности: 1 — исходная неровность, деформирующаяся упруго; 2 — исход-
исходная поверхность, деформирующаяся пластически
А для изотропного случайного поля справедлива зависимость
ехр
Поток среды через отдельный микроканал направлен не по
нормали, а под некоторым средним углом ф к градиенту давления.
В этом случае изменение параметров микроканала необходимо учи-
учитывать коэффициентом извилистости, определяемым как
1
1+ 0,338
1,83
A.64)
Для учета волнистости и макроотклонений профиль представ-
представляется в виде суммы нормальной Xy(t) и гармонической x^(t) состав-
составляющих:
x(t) = x,,{t) + xp(f),
где t — координата.
Так как значения Гф и Пф, определяемые выражениями A.62),
являются средними значениями на единицу длины профиля, их
можно также определить исходя из объема зазоров межконтактно-
межконтактного пространства и относительной площади контакта:
62
F - УЗ • П - / 1 п \l
*~^W Ф~A~ЛУС)
1.3.3. Перенос среды через зону контакта
Бели зона контакта в УС представляет собой плоскость с рав-
равномерно распределенным контактным давлением, в которой обра-
образуется множество пересекающихся микроканалов, можно принять,
что при установившемся течении рабочей среды распределение
давления во всех микроканалах, ориентированных по градиенту
давления, одинаковое, а поток среды через них постоянный. Поэто-
Поэтому общая утечка через зону контакта
N
Хё 0.65)
где NM =
Бели механизм утечки можно определить однозначно, исходя
из геометрии каналов и параметров среды [64, 111], например по
числу Кнудсена, то расчет утечки не вызывает сложностей. Слож-
Сложности возникают в тех случаях, когда нельзя заранее определить
механизм массопереноса. При стационарном течении вязкой жидко-
жидкости (или газа при числе Кнудсена Х^-»0 ) под действием градиента
давления, которое называют фильтрацией, переход от вязкостного
режима к турбулентному обусловливается достижением критиче-
критического значения числа Рейнольдса [62]
Re.
Дв.т
По данным некоторых источников, турбулизация потока в по-
пористых средах происходит при 20 < Re< 200. При этом сопротив-
сопротивление проникновению среды может быть представлено в виде су-
суперпозиции вязкостной и инерционной составляющих — модифи-
модифицированного уравнения Дарси
-^=лцвтр+5рй2, A.66)
где V= —; А, В — вязкостный и инерционный коэффициенты со-
сопротивления; L — координата.
63
Для сложных пористых систем коэффициенты А и В обычно
определяют экспериментально; Однако для контакта по плоскости
представляется возможность определить их моделированием зоны
контакта набором капилляров произвольного сечения (см. выраже-
выражение A.65)).
Используя формулу Пуазейля для массового расхода Q при
вязкостном режиме течения через цилиндрический канал радиусом
R и длиной / при перепаде давления Ар я Р\ - Рг
и учитывая, что
лучаем
, используя выражение A.65), по-
С другой стороны, используя вязкостную составляющую выра-
x» получаем
жения A.66) и полагая А = 2 ;
Сравнивая выражения A.67) и A.68), находим
(,68)
A.69)
Аналогично [62] для развитого турбулентного потока жидко-
жидкости через цилиндрический канал при логарифмическом профиле
скоростей
где ко — константа.
Учитывая, что Л2>5= /$»5
—~г^—
получаем
64
ft-!
С другой стороны, используя инерционную составляющую вы-
выражения A.66) и полагая 2?« Р , получаем
*чпах
ft-.?,*»»,-Л>м|§. A.71)
Сравнивая выражения A.70) и A.71), находим
Полученные безразмерные вязкостный ат и инерционный ff ко-
коэффициенты сопротивления характеризуют герметичность соеди-
соединения. При этом ат зависит только от относительного контактно-
контактного давления, Р — от относительного контактного давления и пе-
перепада давления среды, входящего в ку.
Выражение A.66) для фильтрации жидкости может быть пред-
представлено в виде
=—+ 1, (l.
P
где <7/ — массовый расход жидкости через зону контакта длиной /,
Отношение = имеет размерность длины и может быть исполь-
А
зовано в качестве характерного размера уплотнительного соедине-
соединения. Тогда число Рейнольдса
определяет отношение инерционной составляющей сопротивления
к вязкостной. С учетом A.74) запишем выражение A.73) в безраз-
безразмерном виде:
65
A.75)
Для случая фильтрации сжимаемого газа, учитывая, что
рМ р GRJT
*=-=, и Q* G^** -i , выражение A.73) представим в виде
р Л/
1, /о)
В этом случае
Re-
H,.T/?y7hm *
Тогда выражение A.76) также можно записать в виде A.75), где
При высоких скоростях протекания газовой среды через уплот-
уплотнение качественные изменения в потоке вызывает сжимаемость га-
газов, которая некоторыми исследователями учитывается в уравнении
A.66) с помощыо_дополнительного слагаемого — конвективной со-
составляющей Щ2 fivdv/dL . Количественно конвективная составля-
составляющая в выражении A.74) учитывается дополнительной составляю-
составляющей сопротивления
Анализируя зависимость A.75), можно сделать вывод, что от-
отклонение кривой от линейного закона Дарси происходит плавно и
его нельзя характеризовать некоторым «критическим» числом Рей-
нольдса, как это делается для течения в круглых трубах. Для оп-
определения утечки через уплотнительный клапан при заданном пе-
перепаде давлений необходимо решить квадратные уравнения A.73)
или A.76) относительно G/ или Qi Так, например, используя выра-
выражение A.74), получаем
Р\) Р
i^-L . A.77)
66
С помощью A.77) может быть определена утечка среды через
уплотнение для наиболее характерных случаев нагружения УС.
1.3.4. Нормирование контактных давлений герметизации
Нормирование контактных давлений герметизации заключается
в определении их значений, обеспечивающих заданную герметич-
герметичность. Как отмечено ранее, герметичность уплотнения оценивается
при помощи безразмерных коэффициентов ат и р. В явном виде
трудно определить их зависимость оъ контактных давлений, поэто-
поэтому целесообразно использовать их аппроксимацию:
где Q= Oqc\f j^— .
Например, №$н упругом контакте шероховатых поверхностей
зависимость коэффициента ат можно аппроксимировать выраже-
выражением вида
где аШо — значение ат при Q » 0; а\, п2 — константы, зависящие
от характеристик микрогеометрии.
При проектировании УС исходными данными обычно являются
параметры, входящиев выражения для определения ср за исключе-
исключением коэффициента р. Поэтому представляется возможность опре-
определить требуемое значение произведения су р = с, например, для
жидкости:
с щ—•
Аналогичное выражение можно получить для газовой среды.
Далее с учетом выражений A.73) и A.74) получим
Решая полученное уравнение относительно Q, определяем зна-
значения контактных давлений, обеспечивающих исходные требования
к герметичности.
Нередки случаи, когда контактное давление изменяется по ши-
ширине зоны уплотнения* Тогда значения коэффициентов um и р, оп-
67
ределяемые выражениями A.69) и A.72), также изменяются по ши-
ширине зоны уплотнения:
где х ш у; l ш bi- L\; xi * у; х2 « у.
Например, если распределение контактного давления по шири-
ширине зоны уплотнения описывается функцией Q - /(*), то
Подставив полученные значения о^ и р в выражение A.77),
определим утечки среды через УС при переменном распределении
контактного давления по ширине зоны уплотнения.
1.3.5. Синтез УС с заданными эксплуатационными показателями
Создав модель, с помощью которой качественно и количест-
количественно объясняется поведение механической системы, можно перей-
перейти к задаче синтеза, т.е. к расчету параметров конструкции УС,
поведение которой в эксплуатации прогнозируется.
Рассмотрим, например, синтез металлополимерного КУ. В вы-
выражении A.66) вторым слагаемым можно пренебречь, учитывая ре-
реальные значения давлений среды и контактных нагрузок, использу-
используемых для металлополимерных уплотнений.
С учетом выражения A.68) запишем условие обеспечения за-
заданной герметичности синтезированным уплотнением:
Для случая фильтрации газа выражение A.78) запишем в виде
68
Другим важным требованием является долговечность конст-
конструкции, которая наряду с безотказностью, сохраняемостью и ре-
ремонтопригодностью определяет надежность работы УС. Причем
конструкция УС отрабатывает заданный ресурс, если максимальное
контактное давление не превышает допускаемого уровня напряже-
напряжений в элементах КУ с учетом динамических явлений:
kp* [Q], A.79)
где Дгд — коэффициент динамичности, т.е. отношение максималь-
максимальной динамической нагрузки к статической.
Для увеличения долговечности необходимо также уменьшить
энергию, расходуемую на деформацию уплотнителя, так как часть
этой энергии расходуется на протекание процессов повреждения КУ:
A.80)
0*1
что обеспечивает минимальные массогабаритные характеристики
при условии
*2
г f(x)dx
ftsj —j= 0-81)
*i V 1+ [fix]2
Выражения A.80) и A.81) можно свести к одному выражению,
которое с условиями A.78) и A.79) будет определять целевую фун-
функцию синтезируемого уплотнения
Ф= М/+ p29/-*min, A.82)
?Де Jbfc — весовые коэффициенты, выбираемые из условия
Pi + P2 ¦ 1» каждый из которых соответствует степени важности па-
параметров синтезируемого уплотнения.
. Из технологических соображений форму синтезируемых эле-
элементов должны образовывать фигуры правильной геометриче-
геометрической формы. Форма канавки, в которой размещен уплотнитель,
при определенных' размерах не влияет на эпюру контактных дав-
давлений, поэтому (также из технологических соображений) ее сле-
следует делать прямоугольной. Форму седла можно изменять в ши-
широких пределах, варьируя значения геометрических параметров
Л = {6i t &2»г > а\ При каждом конкретном значении указанных па-
параметров целевая функция Ф принимает одно значение. Оконча-
Окончательную задачу оптимизации синтеза конструкции можно пред-
представить в виде
69
с ограничениями A.78) и A.79).
Для обеспечения возможности оптимизации функции Ф необ-
необходимо определить линию контакта синтезируемых элементов /,
эпюру контактных давлений /(*), что можно сделать с помощью
численного эксперимента, равномерно покрывая исследуемую об-
область «зондирующими» точками.
Глава 2. ОПТИМИЗАЦИЯ КИНЕМАТИЧЕСКИХ
ПАРАМЕТРОВ ДВИЖЕНИЯ ИСПОЛНИТЕЛЬНЫХ
ОРГАНОВ ГПТА
В главе 1 показано, что рациональные кинематические пара-
параметры ГПТА обеспечиваются заданным быстродействием f, мини-
минимальной энергией соударения элементов КУ при минимальном
внешнем усилии Род, потребном для создания заданной степени
герметичности (утечек среды AQ ) элементов КУ. Причем процесс
перетекания среды через уплотнитель следует рассматривать как
зависящий от многих переменных, а герметичность КУ в общем
случае может быть выражена как
AQ= AQ(X,B9C)f B.1)
где Л — комплекс параметров, учитывающий физико-механиче-
физико-механические свойства уплотнительных материалов (?,v,a,aH,спр,пара-
(?,v,a,aH,спр,параметры износа и др.); Б — комплекс параметров, учитывающий свой-
свойства рабочей среды (фазовое состояние, вязкость и пр.); С — обоб-
обобщенный параметр силового нагружен ия уплотнения (<?,Яуд,
^КУ,*д,?к,?п,х,д: и АР)-
Указанная зависимость до настоящего времени в аналитиче-
аналитическом виде не получена. В практике проектирования уплотнений
широко используются полуэмпирические зависимости, учитываю-
учитывающие ограниченное число переменных. В частности, уменьшение ре-
ресурса при увеличении контактных давлений для повышения герме-
герметичности КУ отмечается многими исследователями [105, 109, 114].
Рациональный подход к формированию переходного процесса в си-
системах с подвижно-подпружиненной массой предложен К.В. Фро-
Фроловым [104]. Под переходным процессом понимается движение за-
запорного органа клапана в заключительной фазе (фазе закрытия).
Для него характерно уменьшение энергии соударения элементов
системы без выхода за пределы заданных значений t и Р. Примене-
Применение этого подхода к КУ ГПТА предусматривает придание клапану
в начальный момент времени максимально возможной скорости,
поддержание этого значения на большой части рабочего хода кла-
71
пана и эффективное ее снижение до требуемого минимума перед
посадкой клапана на седло. Указанный путь реализации законов
движения исполнительных органов агрегатов автоматики и управ-
управления базируется в большинстве случаев на применении обобщен-
обобщенной модели [50, 89]. Однако специфика работы агрегатов автомати-
автоматики, заключающаяся в отсутствии внешней управляющей силы,
обусловливает некоторые особенности процесса оптимизации кине-
кинематических параметров движения исполнительных органов.
2.1. АНАЛИЗ КЛАПАННОГО УСТРОЙСТВА
КАК ДИНАМИЧЕСКОЙ СИСТЕМЫ
К настоящему времени в авиационной отрасли отсутствуют
стандарты на классификацию всей пневмогидроарматуры. Извест-
Известные классификаторы арматуры в целом, и запорной в частности,
используют различные трактовки отдельных ее признаков, что по-
послужило основанием для разработки классификации, представлен-
представленной на рис. 2.1.
Указанная классификация арматуры обобщает признаки, кото-
которые использованы в известных классификациях, охватывая серий-
серийные ГПТА ряда авиационных ОКБ и устройства, представленные в
научно-технической литературе и патентной документации. Разра-
Разработанная классификация принята в качестве исходной для сопо-
сопоставления и выбора расчетных схем управляемой и автоматической
арматуры при оценке параметров качества переходных процессов в
КУ ГПТА.
2.1.1. Динамическая модель клапанного
устройства с приводом
Основные области применения и особенности выбора привод-
приводных устройств управляемой арматуры системы ДЛА и ЛА, класси-
классификация которых представлена на рис. 2.2, подробно рассмотрены
в работах [21, 24, 30, 88, 92, 109]. Отметим только, что доля пнев-
пневматических приводных устройств клапанных механизмов (рис. 2.3)
в общем количестве применяемых в авиационных КБ приводов пре-
превышает 40%. Кроме того, в управляемой криогенной арматуре в на-
настоящее время используются, как правило, газовые (азотные или
гелиевые) приводы на базе нормализованных сильфонов [109]. По-
Поэтому в качестве расчетной выбрана схема агрегата управления
(рис. 2.4), описывающая работу как сильфонного, так и поршневого
пневмопривода.
72
Запорная арматура
По принципу действия
I | Управляемая [ [Автоматическая | j
I „ I
По числу срабатываний
. I Многоразового (периодического действия) [ | Разового действия
По
конструктивному
исполнению
Вентили
Клапаны
Краны
Задвижки
I
Тарельчатые,
плоские
Конические |
Игольчатые
По типу затвора
Пробковые | | Клиновые
Шаровые | [Параллельные|—
I
Клапаны
пусковые
Клапаны
отсечные
Мембраны
разрывные
I L.
чика нагрузки I
С механическим
(ручным) приводом
По типу задатчика нагрузки
-Л г;
С электродвигателем I I
С пневматическим
приводом
С электромагнитным
приводом
ll
С гидравлическим
приводом
С турбинным
приводом
С теплоэлектри-
ческим приводом
ll
С вибродвигателем I I
С механическим
(ручным) приводом
С электромагнитным
приводом
С пневмо-, гидро-
гидроприводом
С пиротехническим
приводом
I
По способу подачи управляющего сигнала
• I Непрерывного (циклического)
I I управления
Кратковременного
(импульсного) управления
Рис. 2.1. Классификация запорной арматуры
73
Приводны* устройства управляемой запорной арматуры
систем ДЛА и ЛЛ
I Пиеа
матические
Гидравлические
1 С электродвигателем
Электромагнитные
1 Магнитоэпектрические
1 Тепловлектрические
1 С еибродаигателем
1 Электрические
-
Рис. 2.2. Классификация приводных устройств управляемой
запорной арматуры систем ДЛА и ЛА
В настоящее время принято условное разделение работы агре-
агрегата управления на три основные фазы:
движение клапана под действием нагрузки до контакта с сед-
седлом;
посадка клапана на седло, сопровождающаяся ударными на-
нагрузками;
стационарный период после закрытия клапана, определяемый
равновесием сил в зоне уплотнения.
Известно также, что основными параметрами, определяющими
срок службы КУ, являются интенсивность и характер приложения ди-
динамических нагрузок во второй фазе. В работе А.М. Долотова [43]
показано, что в общем случае, основываясь на методах приведения,
динамическую модель клапана можно представить в виде одномассо-
вой колебательной системы с приведенными массой клапана, жестко-
жесткостью седла, усилием задатчика нагрузки, сопротивлениями и внешни-
внешними воздействиями при срабатывании клапана. Указанная динамиче-
динамическая модель с дискретно распределенными параметрами описывается
с помощью уравнений Лагранжа второго рода [31J:
стм ах
Ж
ах
B.2)
где Pi — обобщенная сила.
В большинстве практически важных случаев число степеней
свободы золотника можно ограничить двумя (сближение с седлом
и поворот относительно оси, проходящей через центр массы золот-
золотника перпендикулярно его оси). С учетом указанного допущения из
зависимости B.2) следует, что управление переходным процессом
74
Пневматические приводы I
По способу подачи
Непрерывного
(циклического)
управления
управляющего
Импульсного
управления
Г
I
| ] Дискретные |
По характеру действия
ИО
I Непрерывные I |
! 1J
По виду движения ИО
I I Возвратно-поступательные | | Винтовые | | Вращательные |
По виду ИО
1
Поршневые I Рычажно-лоршневые
, Тандемные | | Мембранные] I Г По виду ио
| [Сильфонные | [Камерные (торовые) | | | | Объемные [ | Турбинные | I
L—.— —I L- — I
г
По принципу работы ИО
П j"~
Одностороннего действия
с возвратной пружиной
rio конструктивному исполнению
!t
Двустороннего действия
Г
11
| I | Поршневые | | Ротационные | I
J I | Шестеренчатые | }
По закону движения ИО
С регулированием скорости
движения (с торможением)
Без регулирования скорости
движения (без торможения)
По характеру регулирования скорости I ' По способу торможения ' |
движения ИО| I
Без регулирования
(высокоскоростные)
С регулированием
скорости по задан-
заданному закону
С торможением
по сигналу
задатчиков времени
С торможением при
помощи самодействующих
тормозных устройств
(демпферов)
Рис. 2.3. Классификация пневматических приводных устройств
75
Рис. 2.4. Управляемое клапанное устройство с поршневым приводом:
а — конструктивная схема; б — расчетная схема
клапанного устройства можно осуществлять в первой и второй фа-
фазах срабатывания, изменяя значения параметров, определяющих по-
потенциальную и кинетическую энергию системы. В работах [48, 50]
проанализированы некоторые законы движения управляемых меха-
механизмов в разных фазах движения ИО, комбинируя которые, можно
получить более сложные законы. Наиболее важные с практической
точки зрения законы имеют вид, показанный на рис. 2.5.
Рис. 2.5. Изменение кинематических параметров приводных устройств при раз-
различном рабочем ходе хо и быстродействии to: — аналитическое; реальное
Оптимальное движение клапана может быть реализовано с по-
помощью специальных управляющих элементов различного типа
(пневмогидравлические, термические, электромагнитные и др.).
76
2.1.2. Динамическая модель автоматического
клапанного устройства
Основные области применения и особенности выбора типа ав-
автоматического клапана для систем ДЛА и ЛА (рис. 2.6, 2.7) иссле-
исследованы в работах [30, 52, 86, 102]. Ранее отмечалось, что специфика
работы агрегатов автоматики обусловлена отсутствием внешней уп-
управляющей силы, что, в свою очередь, обусловливает необходи-
необходимость оценки явления гистерезиса при обратном ходе золотника.
Для анализа особенностей работы и герметизации КУ агрегатов ав-
автоматики воспользуемся схемой автоматического клапанного уст-
устройства прямого действия (рис. 2.8), для которого уравнение дви-
движения золотника запишется в виде [30, 57]
Мх = - ф (pi - p2)Fc +
- Mr (No - ^удлР) sign* ± Mg. B.3)
В инженерных расчетах силу трения манжетных уплотнений
(рис. 2.9) определяют как
\h
При наличии смазки (ЦИАТИМ-221 и др.) обычно принимают
ОД.
Для штоков клапанов, совершающих возвратно-поступательное
движение, помимо манжет применяют сальниковые уплотнения
(рис. 2.10) и сильфоны, в том числе многослойные. В работе [82]
рекомендуются следующие соотношения между высотой набивки
сальника Ан и толщиной кольцевого слоя S при заданном диаметре
d штока:
5= @,7...
Толщина колец выбирается в пределах 2 — 3 мм.
Усилие затяжки сальника Р3С определяется как
Pf=zp,
где z — коэффициент, зависящий от давления:
/>с НГ^Н/м2
Z
2,5
3,0
6,0
3,0
10,0
2,6
16,0
2,2
25,0
2,0
40,0
1,5
64,0
1,3
100,0
1.2
Сила трения между набивкой и штоком определяется как
где XV — коэффициент, зависящий от hlS (см. рис. 2.9):
77
Агрегаты защиты и предохранения
Двухпозиционные
L.
¦ _По виду демпфирования ' J
рабочего органа I I
По характеру перемещения
По высоте подъема
[Демпферы сухого трения | j | Полноподъемные | | Среднеподъемные |
I Газовые демпферы I I I
| ! По Роду работы
| j | Прямого действия |
. давления на рабочий орган I
Жидкостностные
демпферы
Демпферы
смешанного типа
j С подачей давления на золотник | | С подачей давления под золотник | |
I Дифференциального типа
С подвижным седлом
По виду чувствительного элемента
Тарельчатые
Рычажно-тарельчатые
Чулочные
Рычажно-
поршневые
I Поршневые I
I Сильфонные |
Турболопастные | J Мембранные
J
По виду управляющей нагрузки
Пружинного
типа
Магнитопружинного
типа
Рычажно- пружинного
типа
I
Пружинного типа с эжектором
С газовой камерой j |
|
Рис. 2.6. Классификация аппаратуры защиты и
78
систем ДЛА и ЛА
1
рабочего органа
I Пропорциональные I |
рабочего органа |_
I
I Малоподъемные I |
1 'j
Непрямого действия |
1
1
1
1
1
|_
По
1
|
виду воздействия среды
на затвор
Уплотняющиеся
Разуплотняющиеся
1
1
:±
По виду изменения давления
на приводе
По виду управляющей
энергии
С приводом
нагрузки
С приводом
разгрузки
I
.J
I
I
С отбором энергии
рабочей среды
С вспомогательным
источником
давления
С подводом
электроэнергии
I I
X X
По виду чувствительного элемента
I
Тарельчатые
Рычажно-поршневые [ | Сильфонные
I | Поршневые | | С трубкой Бурдона J | Мембранные | |
I
По виду преобразования управляющей нагрузки
Клапанного типа
Рычажно-поршневого типа
С усилителем
«Сопло» — «заслонка»
С электроконтактным
усилителем
предохранения систем ДЛА и ЛА
79
и «
II
1
if
i
i
is
II
О «
(D О
II
ii
" о
80
Ч*
5,0
2,22
5,5
2,55
6,0
2,90
6,5
3,26
7 и более
3,65
Сильфонные уплотнения обеспечивают полную герметичность,
высокую надежность и достаточный ресурс [109]. Они предназначены
для уплотнения приводных устройств агрегатов с рабочим давлением
до 25 МПа и температурным диапазоном 0...633 К, а также для разде-
разделения жидкостных и газовых сред, включая криогенные.
Рис. 2.8. Автоматический клапан прямого действия:
а — конструктивная схема;
б — дроссельная характеристика
Рис. 2.9. Конструктивная схема
манжетного уплотнения штока
клапана: / — шток; 2 — коль-
кольцо; 3 — держатель; 4 — манже-
манжета; d\ и кг — внутренний и
внешний диаметр манжеты; h —
высота контакта манжеты
Рис. 2.10. Конструктивная
схема сальникового уплотне-
уплотнения: / — корпус; 2 — гай-
гайка; 3 — сальник; 4 — шток;
hn — высота набивки саль-
сальника; S — толщина кольце-
кольцевого слоя
81
Из выражения B.3) следует, что при прочих равных условиях
(постоянство M,FC,Рпрь, спр, щ.,No,Fy^,g ) скорость и ускорение
движущейся массы М определяются соотношением между газоди-
газодинамической силой Л-д= Ф(Р1~ P2)Fc и усилием пружинного задат-
чика нагрузки Рпр, 4 сх . Представленный в работах [50, 58, 78] ана-
анализ составляющих уравнения B.3) позволяет оптимизировать закон
движения тарели с точки зрения быстродействия, ресурса и эконо-
экономичности при открытии и закрытии клапана.
В качестве примера на рис. 2.11 приведены вид целесообразно-
целесообразного изменения скорости движения тарели клапана и динамические
характеристики переходного процесса во всех фазах работы агрега-
агрегата автоматики: «закрыт», «открытие», «открыт» и «закрытие». Пред-
Представлен качественный характер изменения массы М (инерционной
нагрузки Мх), сил сухого Р^ и вязкого Рв#т трения, жесткости уп-
упругих звеньев с (Лф~с*) и параметров ср, Fc, F2, определяющих га-
газодинамическую нагрузку на тарель клапана, при принятом законе
движения исполнительного органа на рабочих фазах. Фазе «за-
«закрыт» соответствует участок 19 фазе «открытие» — участки 2, 3, 4.
Участки 2, 3 характеризуют период разгона тарели клапана, причем
интенсивность увеличения скорости на участке 3 объясняется на-
нарастанием газодинамической силы по мере отхода тарели от седла.
Участку 4 соответствует период равноускоренного движения таре-
тарели клапана, составляющий большую часть его рабочего хода. Фазе
«открыт» соответствует участок 5. Фаза «закрытие» в общем случае
включает четыре участка: 6, 7, 8 и 9. Участки 6, 7 характеризуют
период разгона тарели клапана к седлу, когда направление скоро-
скорости тарели противоположно направлению ее скорости в фазе «от-
«открытие». Менее интенсивное нарастание скорости на участке 7 (по
сравнению с участком б) объясняется внутренним трением матери-
материала пружины и особенностями течения среды в щели в момент,
предшествующий посадке тарели на седло, когда необходима до-
дополнительная сила для рассекания струи среды и отжатия конден-
конденсата с поверхности контакта для газовых рабочих сред. Участок 8
характеризует стабилизированное движение. Участок 9 характерен
для устройств, обеспечивающих торможение тарели перед подхо-
подходом к седлу для уменьшения энергии их соударения.
Такое подразделение фаз рабочего хода на участки условно,
так как работа каждой конкретной конструкции может характери-
характеризоваться не всеми составляющими фаз. Очевидно, что без оснаще-
оснащения арматуры специальными управляющими или корректирующими
устройствами обеспечить рациональный закон движения тарели
клапана в фазах рабочего хода затруднительно.
Следует также отметить, что оптимизировать движение тарели
клапана агрегата управления, усилие привода которого описывает-
$2
Время
Рис. 2.11. Законы изменения динамических характеристик переходного процесса
в агрегате автоматики: реальный; идеальный
83
ся с помощью уравнений Лагранжа второго рода B.2), можно с уче-
учетом фазы «закрытие» (участки 6 — 9).
2.1.3. Обобщенная конструктивно-расчетная схема ГПТА
Из анализа представленных в настоящей главе конструктивных
схем основных типов агрегатов управления (см. рис. 2.2 — 2.5) и аг-
агрегатов автоматики (см. рис. 2.6 — 2.8) следует, что обобщенная кон-
конструктивно-расчетная схема клапанного устройства ГПТА наряду с
'типовыми элементами (клапан, седло, задатчик нагрузки в виде пру-
пружины или иного упругого элемента для агрегатов автоматики и при-
привода для агрегатов управления) включает один или несколько де-
демпфирующих элементов, число которых определяется в основном
принятым типом задатчика нагрузки. В качестве демпфирующих эле-
элементов ГПТА целесообразно использовать над- и подпоршневые по-
полости приводов, сообщаемые поочередно с дренажной магистралью
при перекладках клапана; внутренние объемы сильфонной и мемб-
мембранной арматуры; тупиковые (замкнутые) полости над и под золотни-
золотником, сообщаемые со входом или выходом устройства, в том числе
через специально установленные жиклеры.
С учетом изложенного в г качестве конструктивно-расчетной
схемы клапанного механизма с пневматическим непроточным де-
демпфером можно использовать представленную на рис. 2.12, где
Р - FuPy для агрегата автоматики.
Результаты теоретических и экспериментальных исследований
пневматических непроточных демпферов [50, 80, 108] свидетельст-
м
\ Vj
р
г
А 1 | А А 1 1
»-JT
Рис. 2.12. Конструктивно-расчетные схемы клапанного механизма с демпфирую-
демпфирующим устройством (а) и демпфирующего устройства (б): 1 — корпус; 2 — клапан;
3 — седло; 4 — дросселирующий орган; 5 — демпферная полость; 6 — пружин-
пружинный задатчик нагрузки (для агрегата автоматики); 7 — поршень с площадью Fn
84
зу о том, что зависимость их демпфирующей способности от ча-
частоты возмущающих колебаний имеет экстремум (максимум). Час-
Частотная характеристика демпфирования, имеющая максимум,
соответствует механизмам, динамика которых описывается уп-
руговязкой моделью Зенера (рис. 2.13,а). Подобные устройства
названы системами с релаксационным демпфированием [108].
Их АЧХ были исследованы Дж. Б. Ружичкой [96]. Он показал,
что с изменением энергии диссипации демпфера от 0 до °с ре-
резонансная частота смещается в сторону больших частот в от-
§Со0бб6лЗб
Рис. 2.13. Схемы клапанного механизма, соответствующего моделям:
а — Зенера; б — Кельвина
личие от систем, динамика которых описывается упруговязкой мо-
моделью Кельвина (рис. 2.13,6), а резонансная частота с ростом
демпфирования уменьшается. Причем предельным случаям ну-
нулевого и бесконечного демпфирования соответствуют пре-
предельные положения резо-
резонансной кривой. Между ни-
ними располагаются кривые,
соответствующие промежу-
промежуточным значениям демпфи-
демпфирования, которые все прохо-
проходят через общую (фиксиро-
(фиксированную) точку — точку пе-
пересечения предельных резо-
резонансных кривых (рис. 2.14).
Результаты исследова-
исследования свойств СРД на примере
газо статических устройств
различного назначения [25]
показали, что в простейшем
случае динамическая реак-
Рис. 2.14. АЧХ системы релаксационного
демпфирования
85
ция подобных систем на внешнее возмущение описывается выраже-
выражением
TS+ 1
{2Л)
где с — статическая жесткость устройства; 7i, 7*2 — постоянные
времени устройства.
С помощью выражения B.4) были изучены и особенности дис-
диссипации энергии СРД, получены координаты фиксированной точки
как функции постоянных времени Т\ и Г2, определены области
применения подобных устройств и выявлена возможность оптими-
оптимизации их характеристик с использованием особенностей АЧХ.
Вместе с тем были получены соотношения, позволяющие рас-
рассчитать минимально возможное значение резонансного коэффици-
коэффициента передачи СРД, т.е. такую ее АЧХ, пик которой находится в
фиксированной точке.
Анализ представленной на рис. 2.12 схемы клапанного меха-
механизма с ДУ показывает, что его динамика (как и ряда других уст-
устройств) может быть описана в рамках упруговязкой модели Зенера
(см. рис. 2.13,а). Действительно, роль пружины с жесткостью с\
играет возвратная пружина механизма, а упругодемпферной связи
«С2 — d* — газовый объем демпферной камеры и дросселирующий
элемент. При исследовании газовых устройств используют сово-
совокупность уравнений движения, неразрывности течения газа и со-
сохранения его энергии [109].
Ввиду сложности исходных уравнений часто используют раз-
различные упрощения: принимают течение газа двумерным, одномер-
одномерным; пренебрегают инерционными членами уравнений и т.д. Обыч-
Обычно целесообразно не вводить уравнение сохранения энергии в ка-
качестве исходного, а оговорить характер процесса, т.е. условия
энергообмена с внешней средой. Например, принимают течение га-
газа изотермическим с показателем политропы п = 1. При этом ско-
скорость течения мала и между стенками пневмомагистралей и окру-
окружающей средой существует интенсивный теплообмен.
Кроме того, потери на трение в этом случае пренебрежимо ма-
малы [30, 82]. Обычно реальное истечение воздуха из полости есть
адиабатный процесс с л = 1,4 (работа тормозных устройств), а ра-
работа пневматических гасителей колебаний с чередующимися на-
наполнением и опоражниванием демпферной полости — политропи-
политропический процесс с показателем 1 < п < 1,4 [83].
Следует заметить, что наличие тепловой изоляции не является
достаточным основанием для того, чтобы показатель политропы п
принимать равным показателю адиабаты [83]. Допустимо полагать
п = 1,4, если можно пренебречь силами трения, т.е. газ рассматри-
86
рать как идеальный. Однако на практике учет потерь на трение
при помощи показателя политропы неудобен. Поэтому обычно
при расчетах полагают л = 1,4, а потери учитывают с помощью
экспериментально найденного значения коэффициента расхода
а [83].
Массовый расход при изоэнтропийном течении газа в каналах
описывается уравнением Сен-Венана — Ванцеля с учетом коэффи-
коэффициента а.
Для а, рассчитанного при 0,528 < р\/р2 < I»
I л/ ~ ^Т
Q - qfp2V2n/(n- 1) RyT V (рх/р2)п -
для а, рассчитанного при 0 < р\/рг < 0,52$
л/^
Q = aFp2V (n/RyT) [ 2/(л + 1)] «-1 . B.6)
Иногда для предварительных расчетов используют упрощен-
упрощенные формулы. Например, авторы работы [26] предлагают следую-
следующее выражение:
Погрешность результатов, полученных с помощью этой фор-
формулы, составляет не более 3% по сравнению с результатами, по-
полученными по B.5).
Используя принятые допущения и выражения для расходных
характеристик дросселирующих элементов, можно исследовать ди-
динамику газового объема на основании уравнений неразрывности по-
потока газа через дросселирующий элемент
±ё(*,Рд)- ^(Рд.^д) B-8)
и процесса /
const B.9)
(знак «+» в формуле B.8) соответствует случаю притока газа в
полость, а «-» — случаю его истечения из полости).
Уравнения B.8) и B.9) определяют силы, действующие на эта-
этапе торможения на ИО клапанного механизма со стороны газового
слоя камеры ДУ. Просуммировав эти силы, а также инерционные,
внешнюю нагрузку, силы упругости, трения и газодинамические,
действующие на тарель клапана при обтекании ее потоком рабоче-
87
го компонента, получим еще о,,но уравнение — уравнение баланса
сил, действующих на подвижное звено агрегата:
(fix
М— + /?д(*)/+ сх ± Ргд + Ртр = Р(х). B.10)
Используя систему уравнений B.8) — B.10), можно проводить
комплексное исследование клапанного механизма с ДУ как дина-
динамической системы. Выражение B.8) представляет собой в общем
случае нелинейное уравнение, связывающее давление в демпфер-
демпферной камере /?д с перемещением х исполнительного органа. Решить
его можно, используя методы линеаризации или численные методы
[80, 108].
2.2. ОБЕСПЕЧЕНИЕ ЗАДАННОГО КАЧЕСТВА
ПЕРЕХОДНЫХ ПРОЦЕССОВ В ГПТА
В предыдущем разделе отмечена целесообразность исследо-
исследования динамики агрегатов автоматики и управления в рамках мо-
модели релаксационного демпфирования с обоснованием выбора
соответствующей конструктивно-расчетной схемы клапанного
механизма с ДУ. Показано, что исследование работоспособности
КУ ГПТА следует проводить на основе критериев прочности и
герметичности, а также с учетом переходного процесса на рабо-
рабочем ходе клапана. Для исключения поломок элементов конструк-
конструкций, обусловленных повышенными нагрузками, к переходному
процессу в клапанных механизмах с ДУ в большинстве случаев
предъявляется требование постоянного уровня ускорения тормо-
торможения массы [50]. Удовлетворение указанного требования имеет
специфические особенности для газовых демпферов (с газовой
средой) и гидравлических ДУ. Качество демпфирования (вязкое,
квадратичное, n-степени и пр.) определяется взаимодействием
значительного числа факторов, и прежде всего энергетическим
состоянием среды (температура, давление, плотность, вязкость и
пр.) при реальных скоростях нагружения исполнительных орга-
органов ДУ и истечения рабочих сред через дросселирующие кана-
каналы.
Изучение указанных процессов является сложной пробле-
проблемой. Результаты ее частичного решения даны в [30, 57, 82].
Наиболее эффективными из получивших практическое приме-
применение средств изменения характеристик переходных процессов
являются демпфирование и управление газодинамическими си-
силами.
88
2.2.1. Выбор параметров демпфирующих устройств
клапанных механизмов
Результаты аналитического исследования газовых и гидравли-
гидравлических ДУ клапанных механизмов приведены в работах [50, 89].
Рассмотрим особенности оптимизации параметров ДУ клапанных
механизмов двух типов: с постоянной и переменной площадью
дросселирующего сечения демпферной камеры.
Механизм с постоянной площадью проходного сечения дроссе-
дросселя. Устройства этого класса (см. рис. 2.12) описаны в работе [50].
На основе аналитического исследования воздушных ДУ выявлены
условия обеспечения безударного срабатывания клапанных меха-
механизмов или посадки тарели на седло с заданной конечной скоро-
скоростью, в ряде случаев близкой к нулю.
Рассмотрим аналитические соотношения, описывающие ДУ ГПТА.
Уравнение неразрывности течения газа имеет вид
dt- - ёд. BЛ1)
С использованием политропического процесса выражение
B.11) представим в виде
*^+?l?--W«- <212>
Вследствие незначительности теплообмена через стенки ДУ
примем протекающие в нем процессы адиабатными, а выражение
B.12) с учетом замены переменной t на х и различия выражений
массового расхода газа для до- и сверхзвукового истечения запи-
запишем в виде двух выражений:
прира/рд> 0,528
I^ ^ 4s
р* р*
B.13)
0,528
89
B.14)
Уравнение движения массы исполнительного органа клапанно-
клапанного механизма имеет вид
vcx=P. B.15)
Заменив в выражении B.15) переменную t на х, получим
Мх — +PflFn+ сх = Р. B.16)
Для удобства анализа и обобщения аналитических результатов
введем следующие безразмерные параметры: f ¦ f/Fu; pj = р/рц ;
х* - х/Я; х* ¦ х/х0; М* - А^зс^/^пЯра; с* = cH/Fjp^; F* ¦ P/FUVt
и комплекс #Г= [сх(ЛуГа)^1/хо, где xq — скорость подвижной
массы клапана при х * 0.
С учетом этих параметров уравнения B.13) — B.15) для до-
(ра//>д > 0,528) и сверхкритического истечения (ра/рд * 0,528) при-
примут вид:
при 1< Р*ц< 1,894
при />д? 1,894
^[^)^jV^/*} B.18)
М*х* — +р*+ cV= />*. * B.19)
Уравнения B.17) — B.19) описывают динамику исполнитель-
исполнительного органа клапанного механизма с ДУ при заданных граничных
условиях
x*=O,pj;= l,x*= 1; |
х* = 19 х* = 0 . }
Исследования переходных процессов в клапанных механизмах
с постоянной площадью дросселя ДУ показали [50]:
1. Условие х* = const определяет вид зависимости скорости
подвижной массы механизма от ее положения (рис. 2.15,а). За-
Закон изменения управляющей силы, обеспечивающий указанный
90
X
о.в
Y
\
0,U 0,8 x
a
Й
P*
В
0,<f 0,6 x
6
'
ff=iL
Ot5
0,8 X
Рис. 2.15. Зависимости скорости (а), давления (б) и управляющей силы (в)
от перемещения клапана при Af - 0,5; / - 10~3; А* - 203
характер уменьшения скорости исполнительного органа, опре-
определялся численным интегрированием уравнений B.17) — B.19)
после определения давления в камере ДУ как функции от пе-
перемещения (рис. 2.15,б,в). Вариации параметров ДУ (в данном
случае жесткости пружины) и подвижной массы механизма мо-
моделировались соответствующими изменениями управляющей
силы (рис. 2.15,6), что позволило сохранить заданный вид фун-
функции х*(рс*).
2. Не всегда возможно реализовать требуемое изменение фун-
функции Р*(х*) (рис. 2.15,в). Гораздо чаще при разработке клапанных
механизмов задаются постоянным уровнем внешней силы, обеспе-
обеспечивающей перекладку клапана, т.е. Р* = const. При этом, опреде-
определяя скорость перемещения исполнительного органа, необходимо
найти его ускорение и давление газа в камере ДУ для оценки проч-
прочности конструкции.
Зависимости pj(x*) ,х*(х*) 9х*(х*) при условии Р* = const также
находятся численным интегрированием уравнений B.17) — B.19),
но при фиксированных жесткости пружины, массе и коэффициенте
Я*(рис. 2.16). Из рис. 2.16,а следует, что лишь один переходный
режим (описываемый кривой при Р* = 2) удовлетворяет указанным
выше граничным условиям. При других значениях управляющей си-
силы подвижная масса при х* = 1 (кривая при Р* = 5) будет обладать
значительной конечной скоростью (х*» 0) , что ведет к нежела-
нежелательному удару при контакте уплотнительных поверхностей КУ,
либо будет полностью заторможена до совершения рабочего хода
при х* < 1 ( Р* = 1, Р* = 0 ), что недопустимо из-за невыполнения
в этом случае механизмом своих функций. Вместе с тем при управ-
управляющей силе Р* = 5 появляется опасность разрушения деталей
корпуса ДУ из-за заброса давления в камере ДУ (рис. 2.16,6). Варь-
Варьирование жесткости (усилия предварительного поджатия) пружины
и массы подвижных звеньев дает аналогичную картину.
91
/
<
<
Q,S х
-A
= 5
\
0,4 0,S X
в
Рис. 2.16. Зависимости скорости (а), давления (б) и ускорения (в)
от перемещения клапана при hf - 0,5; с* - 1; / - 10~3; 1С « 203
Представленные результаты позволяют не только рассчиты-
рассчитывать динамические характеристики клапанных механизмов с ДУ, но
и оценивать прочность их элементов. Это дает возможность проек-
проектировать облегченные агрегаты с наперед заданными функцио-
функциональными свойствами.
Исследованию динамики газовых ДУ, используемых для гашения
скорости движущихся масс в машинах и механизмах, посвящен ряд
работ [30, 35, 57, 104 и др.]. Однако рассматриваемые в них модели
неприемлемы ввиду сложности оценки влияния переменной управля-
управляющей силы на динамику подвижной системы при обеспечении задан-
заданных скорости и быстродействия тарели клапана. Уравнения B.10) —
B.12), выведенные для воздушных ДУ, могут быть использованы при
исследовании ДУ клапанных механизмов с любым видом газовой сре-
среды, в том числе с газообразным водородом.
В случае применения жидкого водорода (Г« 20 К, р ? 10 МПа)
в клапанном механизме с ДУ при расчете переходного процесса
можно принять плотность водорода р = const, а уравнение нераз-
неразрывности течения среды представить в виде
Рд"^--в- <2-20>
Подставим в B.20) выражение массового расхода жидкости:
'\ B.21)
Введя безразмерную плотность рд = рдХ§ / ра и использовав
безразмерные параметры, принятые для модели газового демпфера,
представим уравнение B.21) в виде
B.22)
92
Уравнения B.22) и B.19) описывают работу ДУ клапанного ме-
механизма с жидким водородом в качестве рабочего тела с граничны-
граничными условиями переходного процесса дс*= O,pJ = 1,х* = 1; при
х* = 1 необходимо обеспечить х* - 0.
Механизм с переменной площадью проходного сечения дрос-
дросселя. Для оптимального торможения массы нужно определить за-
закон изменения площади проходного сечения дросселирующего
элемента ДУ, выполнив при этом условие pj ¦ const или х* = const
[108]. При исследований процесса перемещения исполнительного
органа принимались неизменными масса, жесткость пружинных
звеньев и управляющая сила: М* = const, с* = const и Р* - const, a
также коэффициент расхода, который был принят равным 0,7 по
результатам экспериментальных исследований партий серийных аг-
агрегатов.
Для газовых демпферов, в том числе использующих газообраз-
газообразный водород, при Рд ¦ pj^ = const из уравнения B.19) после разде-
разделения переменных и интегрирования получим выражение для ско-
скорости перемещения массы
Подставив B.23) в выражения B.17) и B.18), получим закон оп-
оптимального изменения площади проходного сечения дросселя ДУ:
при 1 < р» < 1,894
1,894
1+2
х т
Г
Я+ 1
"+
B.25)
«-I K*pt 2т,
Исследуем уравнения, описывающие работу ДУ клапанного ме-
механизма при условии х* = Хо ¦» const. Из уравнения B.25) после ин-
интегрирования получим
93
B.26)
Соотношение B.19) позволяет найти безразмерное давление в
камере
рд = г - AiXq - С X (Z.27)
и производную
!*=-*¦• B28)
Подставив выражения B.26) — B.28) в уравнения B.17) и
B.18), можно определить целесообразный закон изменения пло-
площади проходного сечения дросселя ДУ в зависимости от хода
поршня:
при 1 < р* < 1,894
Гп (Р* - М*х*) + с\ 1 - х* - пх*) 1 A + 2ф* )^
** - ; B.29)
прир*> 1,894
Гп (Р* - Afjcj) + сф( 1 - х* - пх* ) ] A +
У
п
2 \*±4
п+
B.30)
Рассмотрим случай, когда в качестве рабочего тела применяет-
применяется жидкий водород.
Бели при работе устройства выполняется условие /?д = р^ = const,
то после подстановки выражения B.17) в равенство B.16) имеем
/•¦
Рд
а
1+ 2-
р*-
м*
B.31)
Бели необходимо выполнение условия х* = х*, = const, то пло-
площадь поперечного сечения дросселя следует изменять в соответст-
соответствии с зависимостью, получаемой из уравнения B.23) после подста-
подстановки в него соотношений B.26) и B.27):
Р; A +
[>*- M*ic5- cVl
B.32)
Графики зависимостей B.24) — B.25) и B.29) — B.32) для
клапанного механизма с ДУ, работающего на газообразном и жид-
94
ком водороде, представлены на рис. 2.17 [50]. Эти графики получе-
получены при различных сочетаниях безразмерных параметров:
рис. 2.17,а: р\ - 1,5; с* - 2; М* - 1; ?? - 203; рис. 2.17,6;
/ = с*= 2; М* - 1; А* - 203; рис. 2.17,в : Р* - с* - 2; />? - 1,5;
X* = 203; рис. 2.17,г: с* - 3; М* - 2; ** - 203; рис. 2.17,д: р* - 2;
с* - 4; Р* - 3; М* - 2; рис. 2.17,г: />? - 2; с* - 4; М* - 2; Рд* «
=* 0,08; рис. 2.17,ж: р\ - 2; с* - 4; Р* = 3; pj - 0,08; рис. 2.17,з:
с - 3; М* - 4; р? - 0,08; рис. 2.17,и: с* - 3; М* - 4; pj - 0,08;
рис. 2.17,*: Р* - 2; М* - 4; pj - 0,08.
Следует отметить, что нулевое значение безразмерной
площади проходного сечения if ¦ 0) соответствует нулевой
скорости массы М*, причем согласно уравнению B.17) при ос-
остановке массы М* в конце хода (х* = 1) для поджатия тарели
к седлу необходимо обеспечить герметизирующее усилие
Случаю pjj - р*^ - const соответствует рис. 2.17,а,б,в. Если значе-
значение управляющей силы больше оптимального, то возможен удар в
конце хода (рис. 2.17,а), а при Р* < Рот происходит остановка мас-
массы М* на ходе, меньшем заданного рабочего хода поршня
(дс*<1). Варьирование управляющей силы не влияет на значение пло-
площади проходного сечения дросселирующего ^элемента при х = 0.
Влияние на характер зависимости / (**) безразмерных давле-
давления и массы показано на рис. 2.17,б,в. Увеличение массы и умень-
уменьшение давления нарушают^ баланс сил таким образом, что скоро-
скорость массы в конце хода (х* = 1) отлична от нуля. Противополож-
Противоположное изменение этих параметров обусловливает полное торможение
массы при* <1. Эти зависимости определяют выбор минимальной
массы и максимального давления в демпферной камере. Причем из
анализа рис. 2.17,6 очевидно влияние давления на значение/ @), а
рис. 2.17,в свидетельствует о существовании фиксированной точки,
в которой/@,5) =/@).
Жесткость (усилие предварительной затяжки) параллельно ус-
установленных пружин влияет на зависимость/*^*) противоположно
управляющей силе. Это влияние качественно аналогично показанно-
показанному на рис. 2.17,а.
Случаю **= Xq — const соответствует рис. 2.17,г. Управляющая
сила, масса и давление качественно одинаково влияют на зависимость
7 (рс ), поэтому на рис. 2.17,г представлены лишь графики этой зависи-
зависимости для различных управляющих сил Р , причем влияние массы ана-
аналогично, а давления — противоположно влиянию управляющей силы.
95
гю3
ю
5
Of
N
О 0,2 0,4 0,6 п,в х*
О 0,2 0,4 0,6 0,9 х*
I
О 0,2 04 0,6 0,8**
в
•
/'
к
3
2
1
О 0,2 0,4 0,6 0,8 х*
Кб
Pi-
Pits
N
иг
N
ю
5
,0 0,2 0,4 0,6 0,8X*
f*-fO3
10
i
О 0,2 М 0,60,8 X*
г
3
2
1
\
1-
\
\
А**
2
\
\
О 0,2 О,** 0,6 0,8 х*
е
КО
5
Ч
3
2
1
PimV
s,
t2
у.
0 0,2 0,*/ 0,6 0,8 x*
ц
\
к1
\
\
15
12
9
6
3
О 0,2 ty Ofi 0,8х*
и
15
n
9
6
— —
6'
—Г2
A*
к
\ 1
t5Vv
\n
•J
4
\
0.2 O,*tOt6O,ex*
К
Рис. 2.17. Зависимость площади дросселя демпфера, работающего на газообраз-
газообразном ( а, б, в, г ) и жидком ( д, е, ж, з, и, к ) водороде, от безразмерных парамет-
параметров: а, б, в, 0, г, ж, j — рд - const; г, и, к — Jc - const
96
Постоянному давлению в камере ДУ ( рд ¦ р^ - const ) соот-
соответствует рис. 2Л7,д,е9ж,з. Изменение плотности водорода
(рис. 2.17,д) в целом не сказывается на характере процесса (в
смысле полного торможения при х* = 1), однако обусловлива-
обусловливает различные значения /*@).
Влияние на переходные процессы управляющей силы, массы,
давления и жесткости пружин иллюстрирует рис. 2.17,е,ж,з. Каче-
Качественное изменение зависимости /*(**) при варьировании этих па-
параметров для демпфера, работающего на жидком водороде, анало-
аналогично зависимости, соответствующей случаю применения газооб-
газообразного водорода.
Постоянному уровню торможения массы М соответствуют зави-
зависимости, приведенные на рис. 2.17,и,к. Они характеризуют влияние на
переходные режимы работы клапанного механизма управляющей си-
силы и жесткости. Из них следует, что при определенном сочетании
параметров изменение площади проходного сечения дросселя не свя-
связано с ходом массы поршня (рис. 2.17,и). Это справедливо для уст-
устройств, в которых заранее допускается отличная от нуля скорость
массы в конце хода (х* = 1), т.е. удар. Варьирование жесткости пру-
пружины обусловливает различные значения/ @), а влияние массы каче-
качественно аналогично влиянию управляющей силы (рис. 2.17,м).
Приведенный анализ графиков, соответствующих зависимостям
B.17) — B.18), B.22) — B.25), которые описывают переходные
процессы клапанного механизма с ДУ, использующих водородную
среду, позволяет сделать следующие выводы [50].
1. Неоптимальное сочетание параметров устройства обусловли-
обусловливает либо удар в конце хода массы, либо полное торможение ее
при перемещении, меньшем заданного рабочего хода исполнитель-
исполнительного органа.
2. При применении в качестве рабочего тела ДУ жидкого во-
водорода и условии х* = *о = const можно выбирать такое сочетание
параметров, которое позволяет применять дроссель с постоянной
площадью проходного сечения. При этом заранее допускается удар
тарели о седло КУ в конце хода.
3. Для обеспечения заданной степени герметичности КУ при
поджатии тарели клапана к седлу в конце хода необходимо подби-
подбирать значения управляющей силы, давления в камере ДУ и жестко-
жесткости параллельно присоединенных пружин таким образом, чтобы
разность (рд- с*х*) была положительной.
4. Варьирование плотности среды незначительно влияет на ка-
качество процесса (в смысле обеспечения торможения массы в конце
хода поршня), изменяя лишь начальное значение площади проход-
проходного сечения дросселирующего элемента ДУ.
97
2.2.2. Определение газодинамических усилий
в клапанном механизме
Влияние силы реакции потока среды на динамику золотника в
момент подхода к седлу является малоизученной задачей вследст-
вследствие сложности физических процессов, протекающих в зазорах зо-
золотника. Существующие полуэмпирические методики расчета газо-
газодинамических сил [57, 74, 76, 84] пригодны только для узкого диа-
диапазона параметров состояния среды, что является причиной значи-
значительного расхождения характеристик, полученных с помощью рас-
расчета и экспериментально [30, 58].
Проанализируем влияние различных факторов на газодинами-
газодинамическую нагрузку Ргд. Для этого рассмотрим силовые воздействия
рабочей среды на движущийся золотник. В общем случае газодина-
газодинамическая сила (равнодействующая сил давления рабочей среды на
тарель клапана) определяется как
Рг*=Рс+ Рщ~ Рт, B.33)
где Рс, Рщ и Рт — силы, действующие на тарель клапана (см. рис.
2.9) соответственно по площади седла Fc « -rd? , по площади щели
Рщ = — (d$ - rfc2 )и на тарель клапана со стороны выхода клапанно-
клапанного устройства. Сила Рт препятствует открытию клапана.
Газодинамическое усилие может быть определено как
Л<д= Ч*"с(Р1-Р2)- <2-34)
Учитывая, что в ряде конструкций на золотник не действует
давление [109]/ выражение B.34) можно записать в более общем
виде [30, 57]:
<2-35)
Yp — коэффициент, характеризующий степень разгрузки кла-
клапана от давления среды (для неразгруженных клапанов Yp - 1); F\
и 7*2 — соответственно эффективные площади тарели клапана, на
которые действуют давления р\ и /?2*
Существуют конструкции, которым соответствует уравнение
газодинамического усилия B.35) с коэффициентом ур в правой ча-
части. Анализ уравнения B.35) показывает, что достичь заданного ка-
качества переходного процесса путем регулирования на рабочем ходе
золотника газодинамического усилия можно, варьируя значения па-
параметров ф, р\9 Р2 и Yp • Коэффициент q> обычно определяется экс-
98
0ериментально, однако ориентировочно можно пользоваться значе-
значениями, приведенными в работах [30, 43]. Коэффициенту представля-
представляет собой произведение безразмерных показателей Рх и Рг (рис. 2.18,а).
Показатель Рх зависит от положения золотника и определяется как
отношение текущей площади зазора между золотником и седлом к
номинальной. Показатель Рг зависит от отношения давления на_вы-
ходе из клапана к давлению на входе в клапан (/VPl) Функции Рх и
рг на рис. 2.18,а соответствуют двум направлениям потока: 1 — по
ходу клапана вверх; 2 — против хода клапана вниз. В работе [57]
приведены значения ф для клапанов различной конфигурации при из-
изменении H/dc от ОД до 0,4, а для клапанов с коническим уплотне-
уплотнением по седлу предложено соотношение
1-
H/dc
b(H/dc)'
B.36)
V
— —
Js
2
0,8
Рвы*
Рх
0,8
0.6
0,4
0,2
О 0,2 0,4 0,6 0,в
а
Рис. 2.18. Параметры для определения коэффициента q> для разных уплотнений:
а — уплотнение "конус по конусу"; б — уплотнение "конус — упругая кромка";
/5
30
- 45
60
а
0,55
0,43
0,3
0,05
Ь
Г,92
1,52
',*
2,0
99
где а и b — коэффициенты, зависящие от угла конусности золот-
золотника (рис. 2.18,6).
Из уравнений B.33) — B.36) следует, что управлять газодина-
газодинамической силой можно, изменяя либо коэффициент ф, определяе-
определяемый геометрическими параметрами и значением р2/р\, ли^° коэф-
коэффициент разгрузки ур, определяемый соотношением между значе-
значениями текущей площади проходного сечения и номинальной пло-
площадью проходного сечения (F/Fc) (см. рис. 2.11, 2.18). При регу-
регулировании указанных параметров следует учитывать изменения
значений р\ и/?2> связанные с изменением статических характери-
характеристик системы, в которой установлен клапан (изменение давления
в емкости перед клапаном, температуры и т.д.), а также пульса-
пульсации давления при неустановившемся движении среды в переход-
переходном режиме.
Для упрощения достаточно сложно-
сложного математического аппарата описания
закона измененияр\ ър2 широко приме-
применяется подход, при котором емкостные
и индукционные свойства питающих
трубопроводов не учитываются. В рабо-
работах [24, 30, 35, 57] достаточно подробно
изложен подход, основанный на учете
этих свойств с помощью введения до-
дополнительных дифференциальных урав-
уравнений в частных производных для опи-
описания нестационарных процессов, проте-
протекающих в пневмо системе.
Для расчета изменения давлений р\
и/?2 широко применяется схема [81], со-
состоящая из двух емкостей объемом V\ и
V2, в которых к моменту срабатывания
давление и температура соответственно
равны ри Тх и ръ Т2 (рис. 2.19). С уче-
том ПрИНЯТЫХ в работе [81] допущений
ее можно описать следующими дифференциальными уравнениями:
B.37)
Рис. 2.19. Расчетная схема
для определения перепада
давления на клапане
dt
dT2
~df
T2(dp2
Рг [dt
V2
B.38)
100
dt - —t : <239>
dp2 ^
• B40)
v
2
где § k
При — г
n -Tix—r"" x)dcm
2 *
при "trHFTT
* + 1
_ / 2 \ ** 1
Здесь m= V * ?77 *~ ! ; *" cp/cv-
Следует отметить, что значение коэффициента гидравличе-
гидравлического сопротивления клапана § в последних выражениях зависит от
большого числа параметров и для его определения целесообразно
использовать рекомендации, приведенные в работе [43]. Гидравли-
Гидравлический расчет агрегатов базируется на выборе проходных сечений
и определении гидравлических сопротивлений. На практике гид-
гидравлические потери рассчитывают, представляя каждое устройство
тракта (клапан, трубопровод и т.д.) в виде системы последователь-
последовательно расположенных элементов — сопротивлений (поворот потока,
внезапное сужение и расширение его, истечение через зазор и т.д.).
Гидравлическое сопротивление собственно агрегата принимается
равным сумме гидравлических потерь в каждом из его элементов,
находящихся в потоке рабочей среды. Значения гидросопротивле-
гидросопротивлений рабочих трактов определяются по справочникам. При расчете
потерь в месте посадки клапана на седло можно воспользоваться
приближенными значениями коэффициентов § местных сопротив-
сопротивлений, представленными в работе [82].
Проходные сечения клапанной арматуры рассчитывают для
двух режимов работы:
101
основного, при котором для давлений на входе в агрегат р\ и
выходе р2 из агрегата справедливо соотношение
1<7Г* !'2;
Рг
дросселирования, при котором справедливо соотношение
fi>u.
Рг
Площадь проходного сечения клапанной арматуры, работаю-
работающей в основном режиме, выбирается из условия обеспечения по-
потребных расходов с малыми гидропотерями. На практике это до-
достигается равенством площади проходного сечения агрегатов и
площади проходных сечений стыкуемых трубопроводов. С другой
стороны, площади проходных сечений агрегатов при заданном зна-
значении диаметра седла dc определяются рабочим ходом Н клапана.
Для обеспечения одинаковой проходимости (равнопроходности)
тргкта клапанной арматуры значения рабочих ходов золотников
при заданном диаметре dc должны выбираться из следующих соот-
соотношений [82]:
для тарельчатого клапана
Я= 0,275dc; B.41)
для конусного клапана
JwLsinur + Vjirf-sinu?- 4sinurcosujFk
H = 0,55— - c-r—* 7JlJL-, B.42)
siirurcosur
где F* - к — .
Для клапана с конусным пояском при малых подъемах над сед-
седлом ход Я клапана вычисляется с помощью выражения B.42), а при
большом ходе — с помощью B.41).
Площадь проходного сечения клапанной арматуры, работаю-
работающей в режиме дросселирования (дренажно-предохранительные
клапаны, редукторы, регуляторы и др.), можно определить как
Fo - —& . B.43)
Уравнение B.43) с учетом обозначения п « (do/dTJ принимает
вид
102
ал«
B.44)
Далее,_задавшись п = 1,15...0,25, определяют значение коэф-
коэффициента е, учитывающего расширение рабочего тела:
?= 1- @,41+
7 •
Pi *
B.45)
Затем из выражения B.442 нах°Дят произведение ал и, исполь-
используя его, по графику сх - а (ал) , приведенному на рис. 2.20, опре-
определяют значение а и значение площади Fq.
Коэффициент расхода через клапан а связан с коэффициен-
коэффициентом Ц, соотношением
а-^г. B.46)
Из приведенных на рис. 2.21 графиков зависимости а [30, 57,
58, 78] от направления подачи среды, смещения золотника относи-
относительно седла и отношения давления рабочей среды до и после кла-
<*
Ot7O
0,66
0,58
/
/
/
I
f
н,
МП
0.20
0,15
0JO
0f 05
0
1 2
\
/ —
1
nn
0,20
0,15
0t05
0
\
2'
T
0,2 0,<*
0,6 0,8 <*
a
0,6 0,8 at
б
Рис. 2.20._3ависимость
a- a (ал)
Рис. 2.21. Зависимость коэффициента
расхода и от перемещения конического
золотника: а — направление обдува
противоположно направлению движе-
движения клапана, б — направление обдува
совпадает с направлением движения
клапана; 1 —° af - 15°; 2 — ur - 30°;
3 _ur - 45°; 4 — ur - 60°
103
пана следует, что уменьшению перепада давления на золотнике
(Pi/Pi ~~* 1) соответствует стабилизация коэффициента расхода ц
на более раннем ходе золотника и на более низком уровне. В этом
случае с точностью, достаточной для практического применения,
можно полагать, что на рабочем ходе золотника @,15...0,2) Н при
любом перепаде давления происходит полная стабилизация коэф-
коэффициента а .
Полученные результаты могут быть использованы для других
расчетных схем, в частности при сбросе среды или поступлении в
достаточно большую емкость, когда можно положить V2 =°° (или
У\ = оо ). Причем в большинстве случаев принимаются следующие
допущения:
1. Емкости достаточно большие и изменением температуры стен-
стенки можно пренебречь, т.е. в уравнениях B.39) — B.40) 7^.= const, что
уменьшает число уравнений с шести до четырех.
2. Гидравлическое сопротивление системы (см. рис. 2.19) в ос-
основном определяется гидравлическим сопротивлением щели золот-
золотник — седло клапана, что позволяет пренебречь гидравлическим
сопротивлением трубопровода, причем с уменьшением щели и ро-
ростом газодинамического усилия погрешность, обусловленная этим
допущением, уменьшается.
3. Для упрощения определения газодинамического усилия це-
целесообразно использование известных усредненных параметров си-
системы. Описание системы значительно облегчается при обеспече-
обеспечении постоянных условий работы клапана путем установки перед
ним стабилизатора давления, функции которого обычно выполняет
редуктор давления.
Принятые допущения использованы при обработке представ-
представленных далее результатов экспериментов по исследованию скоро-
скоростей срабатывания автоматической запорной арматуры.
На практике широкое распространение получили конструктив-
конструктивные схемы затворов полноподъемных предохранительных клапанов
с верхним или нижним регулировочным кольцом (рис. 2.22), расчет
газодинамических нагрузок в которых сопряжен с рядом трудно-
трудностей. К указанному классу клапанов относятся двухпозиционные
предохранительные клапаны (ДПК), расчетная схема которых пред-
представлена на рис. 2.23. В работе [58] дана зависимость для опреде-
определения газодинамической силы Ргд для указанного класса клапанов:
44,7/ ftfT' V7Ci - ^ + х\/2000 х
( 44,7 cos ar ViCl- ^+ xf/2000 + 1 j, B.47)
104
где XV — коэффициент скорости, Ч' ¦
1
В работе [581 определено условие максимума газодинамиче-
газодинамической силы B.47) при pi = const и pi - const:
tff Ot ~
1
44,7cos «r V A + \ ) (,iCi - Ц + ij/2000)
0. B.48)
Рис. 2.22. Конструктивные схе-
схемы полноподъемных предохра-
предохранительных клапанов: I — верх-
верхнее регулировочное кольцо;
2 —нижнее регулировочное
кольцо
Рис. 2.23. Расчетная схема двухпози-
ционного предохранительного кла-
клапана
По данным работы [57], для большинства ДПК при Hldc = 0,4
и к\ - 0 справедливо условие 0,9 ? и * 0,75. С учетом выражения
B.48) схг - 42...36*, что соответствует рекомендациям [57]. Потреб-
Потребность в указанных исследованиях обусловлена тем, что, используя
известные методики определения коэффициента расхода дли рас-
рассматриваемого класса клапанных устройств, можно получить каче-
качественную зависимость коэффициента от многих факторов, но не от
конструктивных параметров клапана, режима истечения, состояния
и физических свойств среды. Результаты экспериментального ис-
105
следования зависимости коэффициента расхода в полноподъемных
предохранительных клапанах с Ду = 15; 25 и 30 мм от высоты подъ-
подъема золотника при заданной геометрии проточной части (см. рис. 2.21)
представлены на рис. 2.24 [78].
Н,мм
5
*
3
2
<xr=J5.5m |
/
^2
0,2 Ofi 0.6 0,8 a
a
-
«r=29°
I
A
у
J
7
}
t |
и
^2
*
^^ «¦ 0,6 OJ a
3
0,2 0,t 0,6
6
Рис. 2.24. Зависимость коэффициента расхода среды а от высоты подъема золот-
золотника в полноподъемных предохранительных клапанах: а — Ду*15мм, </ст10мм;
б — Ду=»25мм, ??са14мм; в — Ду~50мм, ^с"»25мм; 1 — докритическое истечение;
2 —закритическое истечение
Зависимость B.47) качественно объясняет известные эффекты
изменения скорости обратной посадки клапанов в агрегатах автома-
автоматики [30, 57] в зависимости от их конструктивных особенностей. Бе
использование позволяет повысить точность расчетов при опреде-
определении на компромиссной основе эффективности торможения кла-
клапана перед посадкой на седло и обеспечении быстродействия и
экономичности срабатывания исполнительного органа клапанного
механизма. Из расчетов с помощью зависимостей B.47) — B.48)
следует [58], что увеличение длины буртика золотника (см. рис.
2.21,а) и уменьшение высоты установки верхнего регулировочного
кольца (см. рис. 2.21,6) при прочих неизменных условиях влечет
уменьшение эффективного угла конусности осг. Это обусловливает
рост газодинамической силы Ргд и, следовательно, значительное
уменьшение давления обратной посадки р\л по отношению к рабо-
рабочему давлению, причем указанное отношение тем больше, чем вы-
выше плотность рабочей среды.
С увеличением угла конусности ос,., например при увеличении
высоты установки верхнего регулировочного кольца [58], газодина-
газодинамическая сила Ргд уменьшается, что приводит к увеличению давле-
давления полного открытия pf° . Указанное увеличение pf° тем больше,
чем меньше плотность рабочей среды р2-
Влияние расхода рабочей среды на газодинамическую силу />гд
в зависимости B.47) учтено разностью удельных энтальпий
(ic-1^) на клапане и плотностью р2 и качественно согласуется с
имеющимися данными [57].
106
Полученные результаты аналитического исследования влияния
составляющих газодинамического усилия на качество переходного
процесса в агрегате послужили основанием для разработки конст-
конструкций с изменяемой на рабочем ходе золотника газодинамической
нагрузкой.
2.3. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ
СПОСОБОВ УПРАВЛЕНИЯ ДВИЖЕНИЕМ
ИСПОЛНИТЕЛЬНОГО ОРГАНА
2.3.1. Установка для физического моделирования
демпфирующего устройства клапанного механизма
Для оценки различных способов управления движением испол-
исполнительного органа в центрирующем цилиндре, основанных на регу-
регулируемом демпфировании, в КуАИ при непосредственном участии
авторов была спроектирована и изготовлена универсальная уста-
установка для физического моделирования клапанного механизма (рис.
2.25). Установка (рис. 2.25,6) состоит из подвижного поршня 10, на
торцы которого навернуты по резьбе поршень 13 и крышка 9, обой-
обоймы 15, днища 17, основания 18, крышки полости центрирования 77.
Рабочая камера 2 образовалась внутренней поверхностью обоймы
75 и торцевыми поверхностями" поршня 13 и днища 77. В днище 17
устанавливались сменные дросселирующие элементы 16, через
один из которых осуществлялся дренаж газа в окружающую среду
при движении поршня, а через другой — в случае необходимости
наддув рабочей камеры давлением выше атмосферного.
Для предотвращения утечек газа по наружной поверхности
поршня 75 в нем установлены два сальниковых уплотнения 14
с нанесенной на них смазкой ЦИАТИМ-221. От перекашивания
плунжер 10 предохраняется системой газостатического центри-
центрирования, состоящей из двух поясов дросселирующих отверстий
12, воздушной полости 5, образованной наружной поверхно-
поверхностью обоймы 75 с крышкой 77, в которой выполнено резьбовое
отверстие 4 для подвода сжатого газа в полость центрирования
5. Отработанный воздух сбрасывается в атмосферу по внешней
поверхности плунжера 10 и через коллекторный поясок 3.
Сменные тарированные грузики установлены на съемную плат-
платформу (на рис. 2.25,6 не показана), подвешенную на штоке 8,
который фиксируется в осевом направлении с помощью пере-
переходника 9, гайки 6 и шайбы 7. К столу установка крепится с
помощью основания 18 и двух винтов. Установка снабжена дат-
датчиком давления 7 типа ДМИ-3. Из рабочей полости 2 воздух
107
Рис. 2.25. Стендовое оборудование (а) к установке (б) для физическогб
моделирования демпфирующего устройства
108
при перекладках поршня 13 сбрасывается в атмосферу через жик-
жиклеры 16, размещенные в промежуточном корпусе (днище) 17.
Стендовое оборудование установки представлено на рис. 2.25,а.
Питание устройства сжатым воздухом производится от компрессора
ВВ 8/10 через ресивер 9. Во избежание конденсации паров влаги в
элементах гидродинамического тракта установки и их засорения
предусмотрены фильтр 10 и седикагелевый осушитель 11. давле-
давление в рабочей камере в Статических условиях регулируется редук-
редуктором 12, а замер давления осуществляется образцовым маномет-
манометром 5. Для установки параллельно присоединенных к поршню пру-
пружин 4, в столе 7 закреплены по резьбе штыри б с резьбовыми под-
подпятниками 1.
Для проведения исследований в динамических условиях пор-
поршня с переменной; на рабочем ходе массой" в столе 7 и вилке 3
крепится по резьбе съемная пара штырей б, обеспечивающих от-
отделение сменных грузиков от штока поршня на заданном ходе.
Смещение поршня относительно обоймы регистрируется оптиче-
оптическим датчиком 2 бесконтактного типа. Для предотвращения про-
проворачивания поршня относительно обоймы и повреждения датчи-
датчика установлена направляющая 5 в виде пары скольжения металл —
фторопласт.
При экспериментальном исследовании переходных процессов
использовались четыре независимые переменные: пдощадь проход-
проходного сечения дросселирующего элемента; жесткость параллельно
присоединенных к поршню пружин; масса грузов, приводящих в
движение поршень; перемещение поршня, при котором происходит
отделение дополнительного .груза от движущегося поршня. По-
Полученные результаты анализировались с точки зрения влияния пе-
перечисленных параметров на скорость перемещения исполнительно-
исполнительного органа и сравнивались с результатами аналитических расчетов
на ЭВМ. Предварительно оценивались пределы измерения каждого
из параметров.
Используемые жиклеры длиной 8 мм и резьбой по внешней
поверхности МЮх 1 имели различные диаметры проходного сече-
сечения: 0,32; 1,0; 1,2; 1,5; 1,8; 2,0; 2,4; 2,7; 3,1 мм. Первый жиклер из
этого ряда был принят как минимальный, а в качестве максималь-
максимального— резьбовое отверстие МЮх 1 под сменные жиклеры, причем
площади проходных Сечений указанных жиклеров соответственно
составляли ,08 и 78,5 мм2. Промежуточные диаметры жиклеров
брались равными 1,0 мм (при площади проходного сечения 0,785 мм2)
и 3,1 мм G,54 мм2). Их выбор обусловливался равномерным заполнени-
заполнением интервала между минимальным и максимальным значениями ди-
диаметров жиклеров так, чтобы площадь проходного сечения каждо-
каждого следующего дросселя была на порядок больше площади пре-
предыдущего.
109
Упругие элементы были представлены двумя наборами по четыре
пружины одинаковой жесткости в каждом. Суммарная жесткость пру-
жин одного набора составляла 2 700 Н/м, другого — 3 500 Н/м. По-
Поскольку пружины на экспериментальной установке располагались
попарно-симметрично с двух сторон, то при исследованиях пружи-
пружины размещались так, чтобы обеспечить жесткость каждого следу-
следующего набора пружин, вдвое большую жесткости предыдущего: 0,
2 700, 5 400 и 7 000 Н/м.
Имеющийся в наличии набор стандартных грузов позволял
варьировать массу перемещающегося поршня в пределах 0...50 кг с
шагом 5 кг. Исходя из принятых значений жесткости наборов упру-
упругих элементов и рабочего хода поршня D6 мм), в исследованиях
использовались различные массы грузов, приводящих поршень: 15,
20, 30, 42 кг (при этом масса поршня с находящейся в нем армату-
арматурой составляла 7 кг).
Изменение четвертого параметра — перемещения, при котором
от движущегося поршня отделялся дополнительный груз, — в пре-
пределах хода поршня не ограничивалось. Дополнительный груз с ра-
рабочим ходом Я отделялся равномерно с шагом 0,25 Я, т.е. переме-
перемещение груза составляло 1,0 Я; 0,75 Я; 0,5 Я; 0,25 Я; 0.
Для замера смещения поршня из крайнего верхнего положения
в крайнее нижнее использовался бесконтактный оптико-волокон-
оптико-волоконный датчик. Сигналы о датчика регистрировались шлейфовым ос-
осциллографом Н-115. Согласование входа осциллографа с выходом
датчика осуществлялось с помощью блока усиления и дифферен-
дифференцирующего устройства (эмиттерного повторителя), обеспечиваю-
обеспечивающего одновременную запись на пленку перемещения и скорости
движения поршня. Сигнал датчика давления ДМИ-3 на шлейфовый
осциллограф Н-115 поступал через комплекс виброизмерительной
аппаратуры ВИ6-6ТН. Для питания аппаратуры и дифференцирую-
дифференцирующего устройства использовались блок питания Б5-21 и два однопо-
лярных блока питания ТЭС-13.
Производилась оценка погрешности измерения давления, уста-
установки и перемещения поршня в камере. Измерения выполнялись с
использованием тарировочных характеристик, получаемых в стати-
статических условиях. Тарировка датчиков осуществлялась совместно с
усилительной и записывающей аппаратурой непосредственно на
стенде. Значение фактического давления Аф определялось по та-
рировочному графику:
B.49)
где Ап — показания регистрирующего прибора; Jty — тарировочный
коэффициент.
Погрешность тарировочного коэффициента складывается из
погрешностей эталонного прибора, датчика, усилителя, регистри-
110
ру прибора и погрешности обработки графика, каждая из ко-
которых характеризуется дисперсией of, с%, Оу, а? и ст§, соответ-
соответственно. Среднее квадратическое значение тарировочного коэффи-
коэффициента определялось по формуле
о* = (а|+ а* + а2 + а* + о§)*\ B.50)
(Здесь и далее предполагается, что составляющие погрешности не
коррелировали между собой и подчиняются нормальному закону
распределения.)
При тарировке с помощью образцового манометра класса точ-
точности 0,4 измерительной цепи «ДМИ-3 -* ВИ6-6ТН -* Н-115 -* ли-
линейка» принимались следующие значения средних квадратических
погрешностей: аэ = 0,4%; ад ¦ 3%; ау = 1% (поскольку тарировка
производилась непосредственно перед испытанием, пренебрегали
составляющими погрешности от нестабильности напряжения сети
и дрейфа нуля усилителя); ор * 3%; оц = 1%. В результате подста-
подстановки указанных составляющих в соотношение B.50) определялось
среднее квадратическое значение тарировочного коэффициента каг
нала измерения давления в демпферной камере: стк = 4,5%.
Погрешность измерения давления в процессе исследования
складывалась из погрешности датчика, усилителя, регистрирующе-
регистрирующего прибора и обработки осциллограмм. Для ее определения необ-
необходимо дополнительно учитывать неравномерность АЧХ измери-
измерительного канала. Динамическая погрешность датчика ДМИ-3 в ди-
диапазоне частот 0 — 500 Гц не превышает ±5% от диапазона изме-
измерения. Полная погрешность датчика пд зависит of основной и ди-
динамической погрешностей. Средняя квадратичесНая погрешность
измерения
[ 2 2 §]^ 6,7%.
Результирующая средняя квадратическая погрешность опреде-
определения давления в камере при помощи тарировочного графика в со-
соответствии с зависимостью B.49)
°ф= (о?+ о*)**- 8,1%.
Оптический датчик перемещения тарировался с помощью ин-
индикатора часового типа с ценой деления 0,01 мм. Перемещение
поршня при этом осуществлялось посредством винтовой пары. Оп-
Определение перемещения и средней квадратической погрешности
канала измерения перемещения производилось аналогично прове-
проведенному выше с помощью соотношений B.49) и B.50). Значение
погрешности при этом составляло 6,2%.
111
Анализ уравнений B.17) — B.19), Являющихся математической
моделью клапанного механизма с демпфирующим устройством, по.
зволяет сформулировать вывод: зависимая переменная (скорость
движения исполнительного органа) не рредставима в виде суммы
или произведения функций независимых переменных. Поэтому
факторное планирование неприемлемо [22, НО], и был принят
классический план эксперимента, т.е. план, при котором все, неза-
независимые, кроме одной, фиксировались, а варьируемая пере-
менная подвергалась рандомизации (изменялась' случайным
образом)* Рандомизация варьируемой переменной • позволяет
исключить влияние на результат исследований любых нерегу-
нерегулярных внешних изменений, обусловленных окружающей сре-
средой, дрейфом нуля аппаратуры, дрейфом напряжения питаю-
питающей сети и. т.п.
Для выбора последовательности изменения условий экспери-
эксперимента были использованы таблицы случайных чисел [72]. Три из
имеющихся параметров (площадь, жесткость и масса ) в соответ-
соответствии с изложенным выше варьировали на четырех уровнях, чет-
четвертый — на пяти. После присвоения номеров уровням параметров
из таблицы случайных чисел были выписаны последовательности
чисел: две рт 1 до 4 B, 4, 1, 3; 3, 4, 2, 1), а одна от 1 до 5 D, 2, 5,
3, 1). В соответствии с ними в процессе доследований последова-
последовательность смены уровней параметров была такой: для дросселей —
1 мм, 10 мм, 0,32 мм и 3,1 мм; Для пружин — 5400 Н/м, 7000 Н/м,
2700 Ц/м и 0;*для массы -г- 25 кг, 20 кг, 30 кг;, 15 кг и 42 кг при
такой последовательности значений высоты отделения дополни-
дополнительных грузов — 0, 25 Н; 0,75 Н; 0; 0,5 Н; 1,0 Й, где Н - 46 мм.
Дублирование измерений в экспериментальных исследованиях
не производилось, так как непосредственно перед каждым циклом
замеров проводилась тарировка каналов измерений.
Результаты исследований представлены в виде зависимостей
перемещения х плунжера, давления рк в демпферной камере от
времени перекладки поршня из одного крайнего положения в
другое и зависимостей скорости х плунжера и давления рк от
перемещениях поршня (рис. 2.26 — 2.28). Верхняя кривая на гра-
графиках х =/(х) характеризует теоретическую скорость поршня
при отсутствии диссипативных сил (сухого и вязкого трения,
аэродинамического сопротивления движущемуся поршню и пр.).
Сопоставление характеристик, подученных экспериментально, с
указанной зависимостью наглядно иллюстрирует возможности
исследуемых способов управления качеством переходных про-
процессов цри варьировании динамических параметров на рабочем
ходе исполнительного органа.
Из представленных зависимостей, полученных эксперимен-
экспериментально, следует:
112
а.МПа
0,25
0,22
0,19
0,16
0,13
0,1
X
\С
W
\\
\
/
)
—
df=2m
C-2700t
X
X; М/С
0,6
0,5
0,4
0,3
0,2
0,1
ф
/
>. Ч Ч
s ч
S ^
ч
с ^2-2700Н/м
йН
ч ^^,,
8 12 16 202b 283236 x,nn
в
¦I
L
/
/
A
/
/
s
S
1
4
/
s
s
2
c=2-2700H/m
М=32кг
АМ*Юкг
///
\
s,
?
4
s
/
4
>
A
4 8 12 16 20 2*t 28 32 36
e
8 12 16 20 24 2832 36 X, мм
д
Рис. 2.26. Результаты исследования кинематических характеристик плунжера и давления в демпферной камере при измене-
изменении массы плунжера: а — введением дополнительного груза массой: 1 — 42кг; 2 — 37кг; 3 — 32кг; б — отделением груза
массой 10 кг: 1 — ход груза 11,5мм; 2 — 23мм; 3 — 34,5мм; 4 — 46мм; в — введением дополнительного груза без дроссе-
дросселирования: 1 — дополнительный груз 22 кг; 2 — 27кг; 3 — 32кг; 4 — 37кг; г — введением дополнительного груза с дрос-
дросселированием: 7 — дополнительный груз 42 кг; 2 — 37кг; 3 — 32кг; 4 — 27кг; д — отделением груза массой 10 кг:
1 — без отделения; 2 — ход груза 34,5мм; 3 — 23мм; 4 — 11,5мм
0,13
0,10
X.
м/с
0.6
o,s
О,*
0,3
0,2
0,1
(
>
4,
s
М=27кг
s
s
s
S
4,
4
s
<
ч
s
s
1
i
s
f
3
X,
м/с
0,5
0,4
0,3
0,2
0,1
к 8 12 16 20 24 28 32 36 х,»м
6
I
.
/
"\
\
>
\
S
ч
{
s
2
i
I
1
ft
•
•>
f
П=37кг
df-2nn
-
4
ч
i
8 12 16 20 2<f28 51 36 X>MM
в
в*-
МПа
0,22
0,19
0,16
0w13
0,@
Рис. 2.27. Результаты исследования кинематических характеристик плунжера и
давления в демпферной камере при изменении жесткости пружин: а — введени-
введением дополнительных пружин жесткостью: 1 — 2х 3500 Н/м; 2 — 2х 2700 Н/м; 3 —
2х 1700 Н/м; 4 — 0; б — без дросселирования введением дополнительных пру-
пружин жесткостью: 1 — 2х 3500 Н/м; 2 — 2х 2700 Н/м; 5 — 2х 1700 Н/м; 4 — 0;
в — с дросселированием введением дополнительных пружин жесткостью:
1 — 2х 3500 Н/м; 2 — 2х 2700 Н/м; 5 — 2х 1700 Н/м; 4 — 0
114
мпа
0,19
0,16
0,13
1 у
<t 3 2
— Рм°
—
И=32 кг
с =2-2700 Н/м
км»
•
-
——
тттт
0,5
1,0 1,5
а
2,0
х,мм
10
20
30
46
х,
м/с
0,6
0,5
0,3
0,2
0,1
1
с
1
Ч=32кг
-2-2700Н/М
А
if
г
L
L
1
(
ч
f
\
к
ч
<
/
/
V
я
/
0
i
>
/
т
/
*\
\
т
S
ч
!
N
3
\
ч
я
Рд
s"
5
Ч
¦
ч
¦
а
ч
i
и
О Ч 8 12 16 20 Я 28 3236 Х,мм
6
а
МПа
0,22
0,19
0,16
0,13
0,1
Рис. 2.28. Результаты исследования перемещения
и давления в демпферной камере (а) и скорости плунжера (б)
для различных диаметров дросселя: / — 1мм;
2 — 2мм; 3 — Змм; 4 — 10мм
115
1. При отсутствии ограничений на быстродействие исполни-
исполнительных органов эффективным средством уменьшения скорости
посадки клапана на седло является демпфирование с помощью
специальных дросселирующих элементов, обеспечивающее сниже-
снижение энергии соударения исполнительного органа с корпусом в кон-
конце хода более чем в 20 раз: от 11,2 до 0,48 Дж (см. рис. 2.26,в,г;
2.27Дв; 2.28).
2. В условиях высокоэффективного демпфирования варьирова-
варьирование массы даже до 50% от начального значения незначительно
влияет на скорость исполнительного органа, т.е. при определенных
условиях дросселирования рабочей среды из демпферной камеры
влияние массы на скорость исполнительного органа может быть
сведено к минимуму (см. рис. 2.28).
3. При отсутствии демпфирования влияние массы на конечную
скорость, исполнительного органа резко возрастает, обеспечивая
пропорциональное изменение скорости движущейся массы (см.
рис. 2.28,в,д).
4. Влияние жесткости пружинных звеньев на быстродействие и
конечную скорость исполнительного органа (см. рис. 2.27) качест-
качественно аналогично влиянию изменения массы (см. рис. 2.26).
5. Сопоставление полученных аналитически (сплошные ли-
линии) и экспериментально данных (пунктирные линии) (рис. 2.29)
свидетельствует об удовлетвори-
удовлетворительном совпадении результатов.
Расхождения (до 23%) объясняют-
объясняются неучетом в принятой модели
сил сухого трения в уплотнениях
поршня, нелинейностью ж ест кост-
костной характеристики пружин, нали-
наличием остатков газа в подводящих
трубопроводах и действующих на
исполнительный орган аэродина-
аэродинамических сил.
6. Полярность воздействия и
неоднородность динамических сил
в ДУ клапанных механизмов на
быстродействие исполнительного
органа, с одной стороны, и на
энергию соударения элементов
КУ, с другой, определяют выбор
рациональных быстродействия,
массы и скорости ИО из заданного
ТЗ диапазона значений, а также
выбор эффективных приемов уп-
управления с целенаправленным из-
0,1
тю
Рис. 2.29. Зависимость скорости
плунжера и давления в камере от
перемещения плунжера при различ-
различных диаметрах дросселя 1 — диа-
диаметр дросселя 2 мм; 2 — диаметр
дросселя 3,7 мм (жесткость пружин-
пружинных звеньев 2х 2700 Н/м, масса
плунжера с грузами 37 кг); — ана-
аналитическое решение; экспери-
экспериментально полученное
116
менением параметров переходного процесса на рабочем ходе ИО.
Оно может обеспечиваться использованием:
дросселей с регулируемой площадью проходного сечения;
пружинных механизмов с переменным усилием затяжки упру-
упругих звеньев;
многомассных приводных устройств клапанных механизмов;
клапанных устройств с изменяемой газодинамической на-
нагрузкой;
тормозных устройств с регулированием сил трения в сопряже-
сопряжениях подвижных звеньев арматуры;
устройств коррекции и регулирования задающего усилия при-
приводных механизмов.
В ряде случаев рационально использование комплекса управ-
управляющих устройств и механизмов, конструктивные схемы которых
представлены в гл. 4.
2.3.2. Клапанный имитатор 862.700 КИ
В качестве объекта исследований был принят доработанный се-
серийный клапан, предназначенный для стравливания избыточного дав-
давления газовой фазы жидкого водорода из заправочных емкостей са-
самолета. Клапан (рис. 2.30) включает составной корпус 7 с входным 9
и выходным 5 штуцерами (Ду = = 6 мм). В корпусе 7 размещен чув-
чувствительный элемент в виде армированного металлическими кольца-
кольцами однослойного сильфона 24, нижний край которого приварен к
корпусу 7, а верхний — к торцу дисковой втулки 72, жестко связан-
связанной с исполнительным органом в виде штока 7/ со сменным резьбо-
резьбовым клапаном 6. Шток 77 перемещается в направляющем стакане 2,
имеющем четыре отверстия 3 для прохода рабочей среды. В корпусе
7 выполнена резьба под кольцо 8, внутренняя поверхность которого
образует с внешней поверхностью стакана 2 кольцевую дросселиру-
дросселирующую щель 7. Усилие поджатия клапана б к седлу, определяющее
степень герметичности КУ и избыточное давление в защищаемой
агрегатом емкости (топливном баке), создавалось блоком парал-
параллельно установленных пружин 73, 14 путем размещения их в поло-
полости над сильфоном между опорами 22 и 27. Нижняя опора 22 ус-
устанавливалась на втулке 72 и предназначалась для передачи уси-
усилия пружин через шайбы 23 на исполнительный орган. Верхняя
опора 27 располагалась в корпусе 7, причем ее осевое положение
задавалось резьбовой регулировочной втулкой 75, позволяющей
варьировать предварительное поджатие пружин. Элемент 16 пред-
представляет собой бесконтактный оптико-волоконный датчик переме-
перемещения исполнительного органа имитатора.
117
л
Вход
Работает клапанный
имитатор следующим обра-
образом. Рабочая среда из бака
по подводящей магистрали
через штуцер 9 попадает в
агрегат, заполняя через
щель 7 полость сильфона
24, и, воздействуя на торец
втулки 12, создает усилие,
отжимающее клапан от сед-
седла. Бели это усилие больше
усилия пружин 13, 14, кла-
клапан б открывается и среда
перетекает через отверстия
3 и выходной штуцер 5 в
дренажную магистраль до
тех пор, пока давление в за-
защищаемой емкости не при-
примет расчетного значения,
при котором клапан возвра-
возвращается в исходное положе-
положение. При этом рабочая среда
вытесняется из полости силь-
сильфона через дросселирующую
щель 7, что предотвращает
резкое снижение давления в
сильфонной полости и по-
позволяет уменьшить скорость
посадки клапана б на седло
до требуемой.
При экспериментальных исследованиях использовался набор
сменных клапанов 6 с уплотнителем из фторопласта-4 ТУ 05-
810-76 и поликарбоната ПК-М-3 ТУ 6-05-211-1070-81. Конструк-
Конструктивные параметры КУ имитатора представлены на рис. 2.31.
В процессе исследований оценивалось влияние параметров аг-
агрегата на скорость посадки клапана на седло и влияние скорости
на ресурс уплотнения воздушного клапана при высоких температу-
температурах B93 — 423 К) и криогенной G7 К). Для испытаний с помощью
имитатора работоспособности КУ при криогенных и высоких тем-
температурах были разработаны два стенда.
Пневматическая схема стенда и измерительная аппаратура для
исследования клапанного имитатора, работающего с воздушной
средой в нормальных климатических условиях и в условиях высо-
высоких температур окружающей среды, представлены на рис. 2.32.
Пневматическая схема состоит из линии высокого давления и двух
8 7
выход
Рис. 2.30. Клапанный имитатор 862.700 КИ
118
дренажных линий. Линия высо-
высокого давления включает в себя
баллон вместимостью 40 литров,
наполненный сжатым воздухом
под давлением 15 МПа, и систему
заправки баллона (на рис. 2.32 не
показаны); вентиль 7, фильтр 2
тонкой D5 мкм) очистки, мано-
манометр 3, редуктор 4, позволяю-
позволяющий регулировать давление по-
подаваемого в имитатор воздуха в
диапазоне 0..Д8 МПа; ЭПК 5
нормально закрытого типа и ма-
манометр 12 для контроля давле-
давления на входе имитатора. Первая
линия дренажа пристыковыва-
пристыковывалась к выходу имитатора 7 и
представляла собой трубку с Ду
= 6 мм и длиной 0,5 м, в начале
которой располагался манометр
6 для замера давления на выхо-
выходе из агрегата. Вторая линия
дренажа, предназначенная для
имитации сброса давления из
емкости за манометром 6, включала нормально открытый ЭПК 14
и вентиль 13. Замер расхода воздуха через имитатор осуществлял-
осуществлялся ротаметром стационарным РС-5, тарировочный график которого
вносил погрешность в замеры расхода не более 10%. Для измере-
измерения проточек среды через КУ имитатора методом «аквариума» ис-
использовались емкость со спиртом и измерительная мензурка объе-
объемом 50 см3 с ценой деления 0,1 см3.
Для управления ЭПК 5 и ЭПК 14 использовалось реле време-
времени (совмещено с блоком питания) 75 со встроенным счетчиком
числа циклов переключений, питаемое постоянным напряжением
27 В. Положение клапана относительно седла регистрировалось
бесконтактным оптическим датчиком 9, сигнал от которого через
дифференцирующее устройство 10 поступал на шлейфовый осцил-
осциллограф Н-115. При исследовании работоспособности КУ при нор-
нормальных климатических условиях (давление окружающей среды
порядка 720...780 мм рт. ст. и температура 1О...25°С) потребность в
установке клапанного имитатора 862.700 КИ в термошкаф 8, обес-
обеспечивающий запрограммированный нагрев изделия, отпадала.
Определение кинематических параметров производилось с ис-
использованием тарировочных характеристик, полученных в статиче-
статических условиях. Тарировка имитатора осуществлялась совместно с
Рис. 2.31. Конструктивные параметры
клапанной пары имитатора 862.700 КИ:
а — клапан (уплотнитель фторопласт-
4); б — седло (сталь 10Х18Н9Л ГОСТ
2176-77)
119
Г 2 3
От баллона
Рис. 2.32. Пневматическая схема экспериментального стенда: 7, 13 — вентиль;
2 — фильтр тонкой очистки D5 мкм); 3 — манометр, 16 МПа, класс точности 0,6;
4 — редуктор ИЛ-611-150-80; 5, 14 — ЭПК; б — манометр 1,0 МПа, класс точно-
точности 0,6; 7 — клапанный имитатор 862.700 КИ; 8 — термошкаф; 9 — оптико-воло-
оптико-волоконный датчик; 10 — дифференцирующее устройство; 11 — шлейфовый осцилло-
осциллограф; 12 — манометр, 1,6 МПа, класс точности 0,6; 75 — блок питания
усилительной и записывающей аппаратурой, применяющейся при
исследовании переходных процессов в установке для физического
моделирования (см. рис. 2.25). Поэтому уровень погрешности опре-
определения динамических параметров в имитаторе 862.700 КИ не пре-
превышал уровня погрешности определения динамических параметров
установки.
В процессе экспериментальных исследований с помощью кла-
клапанного имитатора 862.700 КИ изучалось влияние диссипативных
сил на движение запорного органа. Диссипация энергии осуществ-
осуществлялась в результате вытекания среды из сильфонной полости че-
через кольцевую дросселирующую щель 7 (см. рис. 2.30), а также
через входной 9 и выходной 5 штуцеры. Проходные сечения щели
7 и штуцеров 5, 9 изменялись установкой сменных колец 8 и жик-
жиклеров 10, 4. В процессе исследований оценивалось также и влия-
влияние наработки на работоспособность уплотнителей из фторопла-
ста-4 и поликарбоната ПК-М-3 в крайних точках рабочего темпера-
температурного диапазона уплотнения: 213...423 К и 77 К.
Эксперименты на стенде проводились следующим образом-
При включении блока питания открывался ЭПК 5 и закрывался
ЭПК 14 (см. рис. 2.32), чем обеспечивался доступ сжатого воздуха
из баллона в имитатор 7. При этом сжатый воздух поступал в по-
полость сильфона 24 (см. рис. 2.30) и при достаточном давлении,
обеспечиваемом редуктором, отжимал клапан от седла. Одновре-
120
ценно перемещался связанный с клапаном шток 20 со шторкой 19,
изменяя световой поток, падающий от микролампы накаливания 17
на фотодиод 18. Это состояние исполнительного органа имитатора
являлось исходным.
При обесточивании ЭПК 5 и ЭПК 14 (см. рис. 2.32) линия высокого
давления перекрывалась и открывалась вторая линия дренажа. Давле-
Давления воздуха в сильфонной полости имитатора падало, в результате
чего пружины 13,14 (см. рис. 2.30) перемещали клапан до посадки на
седло. При этом происходило перемещение шторки 19, изменяющее
световой поток, падающий от источника света 17 на фотоприемник
18 и фиксируемый на пленке шлейфовогооосциллографа.
Для оценки влияния конструктивных параметров на динамику
имитатора в него поочередно устанавливались дроссельные эле-
элементы 10, 4, 8 и ресивер, который подстыковывался к штуцеру 9
(на рис. 2.30 не показан).
При изучении влияния наработки на ресурс уплотнитель кла-
клапана имитатора нагружался с заданной частотой. Число циклов
срабатывания элементов КУ отсчитывалось с помощью реле време-
времени 15, через которое соединялись ЭПК 14 и ЭПК 5 с блоком пита-
питания. Замена уплотнителя производилась при наработке 3 000 сра-
срабатываний или выходе его параметров (величина утечек не более 5
см3/мин при входном давлении до 0,4 МПа; давление открытия
0,8to|o5 МПа, быстродействие не более 0,7 с) за установленные
пределы. Состояние уплотнителя при ресурсной наработке оцени-
оценивалось по снятым через каждые 500 срабатываний дроссельным ха-
характеристикам имитатора с последующим сопоставлением их с
дроссельной характеристикой до начала испытаний. В результате
исследования влияния на динамику исполнительного органа раз-
различных конструктивных параметров получены зависимости переме-
перемещения и скорости клапана от времени. Они обработаны при помо-
помощи тарировочных графиков и представлены на рис. 2.33. Результа-
Результаты обработки сведены в табл. 2.1 [109, 115].
Часть из полученных при ресурсных испытаниях дроссельных
характеристик представлена на рис. 2.34. Анализ характеристик и
результатов дефектоскопии сменных образцов клапанов по завер-
завершении наработки показал, что при циклическом нагружении в уп-
уплотнителе, в месте контакта седла с клапаном, увеличивается от-
отпечаток седла. Это обусловливает уменьшение давления открытия
клапана из-за увеличения посадочного места под пружины, поджи-
поджимающие клапан к седлу. Полученные в ходе ресурсных испытаний
(эксперимента) данные, отражающие взаимосвязь между числом
срабатываний имитатора, глубиной отпечатка седла на уплотнителе
и давлением открытия клапана, представлены в виде кружков на
рис. 2.35.
121
х,м/с
0,12
0,09
0,06
0,03
0
х,м/с
. I 0,12
- \ W
Ь
II
- L о,Об
I4L
' \ т
U ЧШт~ о
-
¦ h
¦ 1
- \\
i i i
0 30 60 90^мс 0 30 60
а
д
х,м/с
0,09
0,06
0,03
,«и*~ 0
90 tnc
.J \m*-
0 30 60 90
в
х, м/с
0,06
0,03
-
t ii^ii
120t,tic 0 30 60 90120f,Mc
г
Рис. 2.33. Зависимость скорости от времени для различных клапанов: а — реаль-
реальный агрегат; б — агрегат с дросселем в сильфонной полости; в — агрегат с жик-
жиклером на входе; г — агрегат с ресивером на входе
Таблица
Динамические параметры клапана в зависимости
от конструктивных особенностей
2.1
Номер
опыта
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
Установленные регулировочные
элементы (рис. 2.30)
Без элементов (реальный клапан)
Дроссель 4
Кольцо 8
Дроссель 10
Ресивер на входе
Дроссель 4, кольцо 8
Дроссель 10
Дроссель 10, кольцо 8
Дроссель 10, 4; кольцо 8
Кольцо 8, ресивер на входе
Ход клапана,
мм
0,1
0,11
0,1
0,9
0,1
0,9
4,0
0,1
0,1
0,11
Скорость
посадки
клапана на
седло, м/с
0,143
0,128
0,109
0,085
0,035
0,108
0,1
0,078
0,073
0,025
Переходные процессы рассчитывались для реального клапана, имита-
имитатора 862.700 КИ с ДУ, имитатора 862.700 КИ с ресивером на входе с по-
помощью описанной в [57, 84, 89] программы, модифицированной примени-
применительно к рассматриваемому классу клапанных механизмов [109, 115].
Входящие в модифицированные уравнения B.10) — B.12) па-
параметры имели следующие значения: М = CL4 кг; с = 5 9027 Н/м;
4 2 *
р
1 952
0,3 10
= 18
10'6 м2; а
= 24 Ю'4 mz; /с - 29 10"* м; Fc - 28.3
' Ry = 287 Дж/(кг К); п = 1,4; рй = 10
0,7; Я
20^4 м.
10'6 м2;
МПа;/
122
/i/мин
300
250
200
150
WO
SO
\n
I
h
ml
11
0,72 0J5 0,6 0,85pfy,,
a
0.
сп/нин
800
600
400
200
ж
1
A
/ i
0.72 0,75
0.8
б
0,
П /fWh
600
200
0
Т*393К
/
7
/
у
0,55 0,6 0,65 0,7 0,75
в
Рис. 2.34. Дроссельная характеристика имитатора 862.700 КИ: а — общий вид;
б — до ресурсных испытаний G — фторопласт-4; 2 — поликарбонат ПК-М-3);
в — после ресурсных испытаний клапана из поликарбоната ПК-М-3
Рагкр
tifia
0,79
0,77
0,75
мм мпа
0,5
1,0
0,79
0,77
0,75
Аналитическая
'зависимость
Экспериментально ^v
полученная *
2 N-W
0,5 КО /,5 6,мм
Рис. 2.35. К оценке остаточной деформации уплотнителя t и давления открытия
Ротхр клапана при нескольких циклах нагружения N клапанной пары
Полученные аналитически и экспериментально зависимости
скорости движения исполнительного органа от его перемещения
представлены на рис. 2.36.
123
Анализ результатов проведенных экспериментальных исследова-
исследований клапанного имитатора 862.700 КИ и ресурсной наработки сменных
образцов клапанов с полимерным уплотнителем позволяет отметить:
1) адекватность разработанной математической модели автомати-
автоматического клапана с подачей давления под золотник реальной конст-
конструкции клапана. Расхождение экспериментальных и аналитических
результатов не превышало 24%. Полученйые результаты легли в ос-
основу разработанной авторами методики расчета динамики предохра-
предохранительных клапанов с подачей давления под золотник [109, 115];
2) широкие возможности и эффективность различных способов
демпфирования малорасходной автоматической запорной арматуры
с малым рабочим ходом золотника (до 2 мм) на основе пневмати-
пневматического дросселирования во входном и выходном трактах, внутрен-
внутренней демпферной камере и применения ресиверных устройств. Диа-
Диапазон регулирования скорости ИО устройств такого рода составлял
25... 143 мм/с при быстродействии не хуже 0,2 с;
3) преобладающее влияние остаточной деформации полимер-
полимерного уплотнителя клапана на функциональную надежность клапан-
клапанного механизма в ходе циклического нагружения, обусловливаю-
обусловливающее в первую очередь уменьшение давления открытия механизма,
а не прогнозируемый рост утечек среды через уплотнение. В этой
связи возникает проблема определения суммарной остаточной де-
деформации в виде отпечатка седла в уплотнителе в процессе выра-
выработки ресурса. До этого такая проблема применительно к полимер-
полимерным КУ не рассматривалась;
4) необходимость разработки способов и устройств диагности-
диагностирования состояния уплотнительных поверхностей КУ в эксплуата-
эксплуатации, включая способы и устройства безразборной диагностики тех-
технического состояния элементов клапанных механизмов с автомати-
автоматическим парированием последствий отказа КУ.
Схема стенда41 для исследования динамики клапанного имита-
имитатора 862.700 КИ (см. рис. 2.30) при действии криогенных темпера-
температур представлена на рис. 2.37. Стенд включает в себя азотный
криостат 7, в котором размещены исследуемый имитатор 2, тепло-
теплообменники 5, контрольно-измерительная аппаратура 5 на базе
датчика перемещения ДП-2СМ и автомат 4 циклической подачи
давления (АЦПД). АЦПД обеспечивал подачу и сброс воздуха на
входе агрегата в заданных пределах и с заданной частотой. Перед
подводом к имитатору воздух проходил через первый теплообмен-
Стенд спроектирован и изготовлен на производственной базе ВНИИ
«Криогенмаш».
124
м/с
ряс. 2.36. Зависимость скорости клапана от
перемещения:
1 — реальный агрегат 862.700;
2 — агрегат с дросселем в сильфонной по-
полости; 3 — агрегат с ресивером на входе;
— аналитический результат; экспе-
экспериментально полученный
0,09
0.06
0,03
0 0,2
ник Т1, где охлаждался парами азота, выходящими из азотной ван-
ванны, а затем поступал во второй теплообменник Т2, где охлаждался
обратным потоком, и после доохлаждения в змеевике поступал на
вход имитатора. Давление на входе имитатора регистрировалось
Рис. 2.37. Схема стенда для исследования воздействия криогенных температур:
1 — азотный криостат; 2 — имитатор 862.700 КИ; 3 — теплообменники Т1 и Т2;
4 — автомат циклической подачи давления; 5 — регистрирующая аппаратура;
б — манометр; 7 — предохранительный клапан
125
образцовым манометром б. Негерметичность по КУ имитатора 2 из-
измерялась с помощью ареометра. Высота подъема (рабочий ход)
клапана над седлом, равная 0,45...0,5 мм, регистрировалась установ-
установленным на штоке ИО имитатора датчиком перемещения ДП-2СМ с
последующим преобразованием и усилением электрического сигна-
сигнала в виброизмерительной аппаратуре ВИ6-6ТН. Сигнал измерялся
электронным цифровым вольтметром Щ-31. Результаты записыва-
записывались на шлейфовом осциллографе К-121.
Перед началом испытаний проводилась тарировка измеритель-
измерительных каналов аппаратуры при нормальной температуре и при темпе-
температуре жидкого азота. Конструктивные параметры элементов исс-
исследуемого КУ представлены на рис. 2.31. Управление скоростью
посадки клапана 6 на седло (см. рис. 2.30) и оценка влияния ?ко-
рости его срабатывания на ресурс уплотнителя из фторопласта-4
ТУ 05-810-76 осуществлялись с помощью установки в имитатор
сменных дросселей 70, 4 на входе и выходе и сменного кольца 8
в сильфонной полости [109, 115].
Проверка работоспособности уплотнителя КУ (в каждой се-
серии опытов применялось по три идентичных образца сменного
клапана 6) на разных режимах нагружения проводилась до потери
герметичности при использовании воздуха, охлажденного до тем-
температуры 80 К (для сведения, температура сжижения атмосферно-
атмосферного воздуха — около 73 К). За предельно допустимый уровень не-
негерметичности КУ в процессе циклических нагружений была при-
принята утечка воздуха через уплотнитель, равная 5 см3/мин. Давле-
Давление для открытия имитатора составляло 0,82 МПа, а для закрытия
клапана давление воздуха на входе при помощи АЦПД снижалось
до 0,2 МПа.
Анализ процессов закрытия имитатора в ходе проделанных экс-
экспериментов показал неэффективность дросселирования жидкост-
жидкостных сред в подводящих магистралях имитатора (перестановка дрос-
дросселей 10, 49 см. рис. 2.30), более рациональна организация демпфер-
демпферной камеры -вблизи КУ (кольцо &), обеспечивающей уменьшение
скорости посадки клапана на седло почти на порядок в сравнении
со скоростью при дросселировании магистралей. Перемещение кла-
клапана при закрытии имитатора с установленным в сильфонной поло-
полости дроссельным кольцом 8 составляло 0,48...0,5 мм, а регулирова-
регулирование скорости осуществлялось в интервале 2,8...8,7 мм/с.
Утечки среды через КУ в зависимости от числа циклов срабаты-
срабатывания на режимах максимальной (8,7 мм/с) и минимальной B,8 мм/с)
скорости посадки клапана на седло сопоставлялись с предельно до-
допустимым значением утечки при последовательной наработке трех
сменных образцов на каждом режиме скорости.
При проведении испытаний КУ в составе имитатора 862.700
КИ выявлено несовершенство метода измерения утечек охлаж-
126
денных сред при помощи ареометра. Это обусловлено тем, что с
помощью ареометра нельзя оценить удельную величину меняюще-
меняющегося по времени теплового фона в суммарной негерметичности.
Данное обстоятельство потребовало проведения дополнительных
трехкратных измерений при оценке фактических утечек (взятое как
среднее трех замеров) и усложнило проведение эксперименталь-
экспериментальных исследований.
Экспериментальные исследования КУ в составе имитатора
862.700 КИ при криогенных температурах позволили сделать сле-
следующие выводы:
1. Результаты исследований хорошо согласуются с данными
работ [60, 93], свидетельствующими, что в условиях ударного кон-
контактирования элементов КУ при криогенных температурах воздуш-
воздушной среды происходит резкое снижение ресурса фторопластового
уплотнителя клапана, выражающееся в потере им герметизирую-
герметизирующих свойств, при давлениях герметизации в зоне контакта седла с
клапаном свыше 30 МПа. При давлениях герметизации свыше 50
МПа ресурс КУ уменьшается столь быстро, что применение фто-
фторопластов в качестве уплотнителя становится нецелесообразным.
2. Выявлено существенное влияние скорости соударения кла-
клапана с седлом на ресурс полимерного уплотнителя из фторопла-
ста-4 при действии криогенных температур воздушной среды. Так,
уменьшение скорости срабатывания клапана с 8,7 до 2,8 мм/с обес-
обеспечило повышение ресурса более чем в три раза — с 2000 до 7000
срабатываний, соответствующих утечкам 1200 и 7,5 см3/мин.
3. Ход экспериментов показал, что проведение операций по
съему, смене, установке и креплению сменных дросселей в имита-
имитаторе сопряжено со значительными затратами сил и времени обслу-
обслуживающего персонала. Выявлена острая потребность в разработке
имитаторов, обеспечивающих регулирование динамических пара-
параметров конструкции (перестройка или коррекция режимов работы
на любом этапе движения ИО) при помощи вынесенных из корпуса
подстроечных органов, а в перспективе — имитаторов с управляе-
управляемым ходом исполнительного органа.
4. Результаты испытаний подтверждают правильность предло-
предложенной авторами концепции отработки высоконагруженных типов
КУ серийной запорной арматуры на повышенный ресурс путем сни-
снижения динамических нагрузок в зоне уплотнения уменьшением
скорости посадки клапана на седло при помощи целенаправленно-
целенаправленного изменения параметров ГПТА на рабочем ходе клапана.
Глава 3, АНАЛИЗ РЕАКЦИЙ КЛАПАННЫХ
УСТРОЙСТВ НА ДЕЙСТВИЕ НАГРУЗОК,
ВОЗНИКАЮЩИХ ПРИ ХРАНЕНИИ
И ТРАНСПОРТИРОВКЕ
В процессе хранения и транспортировки уплотнительный
материал КУ агрегатов автоматики нормально закрытого типа
испытывает воздействие нагрузок двух видов: статической и
динамической. Статическая нагрузка определяется принятым
значением удельного герметизирующего давления на элемен-
элементах КУ, то есть параметром Луд (или q) из условия обеспече-
обеспечения в эксплуатации заданной степени герметизации пары кла-
клапан — седло. Очевидно, что работоспособность КУ определя-
определяется не только статической нагрузкой уплотнителя, но и вре-
временем нагружения, поскольку в нагруженном уплотнителе на
процессы релаксации, адгезии, коррозии влияют переменные
эксплуатационные факторы.
Известно, что большинство сортов резины с течением време-
времени теряет упругие свойства, разрушается под действием радиа-
радиации и различных реагентов, находящихся в воздухе, причем срок
старения уплотнителя определяется не только интенсивностью и
временем воздействия нагрузки, но и характером ее приложения.
Известные методики расчета срока хранения и работы уплотне-
уплотнений базируются на уравнении Арренариуса [55], характеризую-
характеризующем уменьшение контактного давления рк д в зависимости от
времени:
JJa
~ сс > где *сх= Al RT
(Ua = 14...20 ккал/моль для резины на основе СКН).
Менее изучено влияние на работоспособность агрегатов динамиче-
динамической нагруженности их КУ на этапах хранения и транспортировки.
В отрасли отсутствуют единые классификационные и расчет-
расчетные схемы динамических нагрузок и способов защиты уплотняю-
128
щих поверхностей КУ от транспортных нагрузок применительно к
современным транспортным средствам.
В настоящей главе приведены результаты исследований ампли-
амплитудно-частотного спектра нагрузок при современных способах
транспортировки агрегатов систем ДЛА (ЛА) и эффективности
применяемых способов их защиты.
Представлены результаты аналитического исследования ре-
реакции различных типов КУ на нагрузки при хранении и транс-
транспортировке. На основании данных множества экспериментов
обоснован выбор динамических характеристик клапанных уст-
устройств с учетом разработанных в промышленности конструктор-
ско-технологических и эксплуатационных приемов защиты ГПТА
от динамических нагрузок. Настоящие исследования базирова-
базировались на основных положениях и выводах гл. 2, позволивших
большой класс клапанных механизмов автоматической арматуры
с пружинами и демпферами вязкого трения (пневматические
виброизоляторы) рассматривать как СРД. При этом под оптими-
оптимизацией динамических процессов клапанных устройств при транс-
транспортировке ГПТА понимался выбор сочетания жесткости упру-
упругих звеньев и коэффициента демпфирования конструкции агре-
агрегата, обеспечивающих устойчивость (минимум перемещения)
подпружиненной массы клапана относительно седла при задан-
заданном амплитудно-частотном спектре нагрузок.
3.1. ДИАПАЗОНЫ АМПЛИТУД И ЧАСТОТ НАГРУЗОК
ПРИ НЕКОТОРЫХ СПОСОБАХ ТРАНСПОРТИРОВКИ
АГРЕГАТОВ СИСТЕМ ДЛА И ЛА
Организовать защиту авиационных ГПТА от транспортных на-
нагрузок сложно, поскольку частота и амплитуда последних изменя-
изменяются в широких пределах. Транспортировка характеризуется глав-
главным образом периодическими и ударными нагрузками. Они подраз-
подразделяются на нерегулярные (качка транспортного средства, воздей-
воздействие ветра и пр.) и регулярные, которые зависят от конструкции
транспортных средств, способа крепления транспортируемых ^бъ-
ектов и режима транспортировки. Без этой информации невозмож-
невозможно определение рациональных критериев конструирования элемен-
элементов виброзащитных агрегатов.
Наиболее полная классификация механических нагрузок, дей-
действующих на транспортировочную тару, дана в работе [23]. Удар-
Ударные нагрузки, воспринимаемые КУ агрегатов ЛА при транспорти-
транспортировке, определяются экспериментально и зависят в значительной
мере от высоты падения и материала тары, качества виброизолято-
129
ров и вида покрытия, на которое падает тара при погрузочно-раз-
грузочных работах.
Ударные ускорения при соударениях железнодорожных ваго-
вагонов не превышают 30 м/с . Для авиационного транспорта допуска-
допускаются следующие ускорения перегрузки: в горизонтальном направ-
направлении — не более 30 м/с2; в вертикальном направлении вверх —
не более 25 м/с2, вниз — не более 50 м/с2.
Основная доля общего объема перевозок агрегатов систем
ДЛА (от изготовителя к потребителю, возвращение изделий из-
изготовителю по рекламациям для доработки или ремонта и пр.) в
СССР приходилось на авиационный, железнодорожный, автомо-
автомобильный и в меньшей мере морской (речной) транспорт. Причем
при транспортировке агрегатов к потребителю могут неодно-
неоднократно меняться транспортное средство и интенсивность транс-
транспортных нагрузок.
Рассмотрим нагрузки на ГПТА при транспортировке их различ-
различными средствами.
На судах гражданской авиации параметры вибрации в местах
расположения грузов должны удовлетворять следующим требо-
требованиям [23]: для частот 2...5 Гц виброускорение — 2 — 14 м/с2;
для частот 5...28 Гц виброускорение — до 15 м/с2; для частот
28...71 Гц виброускорение — 15...100 м/с2; для частот 71...1000 Гц
виброускорение — до 100 м/с2. Характеристики вибрационных и
ударных нагрузок на агрегаты систем ДЛА и ЛА приведены в
работах [31, 48, 69, 98].
Динамические характеристики рельсовых экипажей оценива-
оценивают по показателям плавности хода и значениям ускорений узлов
экипажа: XJ ¦ «Sj/5CT и К? = 5д/5ст , где SJ и 5д — соответственно
вертикальные и горизонтальные составляющие дополнительных
динамических сил, действующих на тележку, статическая нагруз-
нагрузка на которую $ст. Показатель плавности хода W зависит от ам-
амплитуды и спектрального состава колебаний вагона [31]. Собст-
Собственные частоты парциальных и связных колебаний дизель-гене-
дизель-генератора современных тепловозов (мощностью до 440 кВт) с пас-
пассивной системой виброизоляции на базе подвески из резиноме-
таллических виброизоляторов (РМВ), с активной системой виб-
виброизоляции из пневмоэлементов (ПЭ) и с жестким опиранием
дизель-генератора на раму (ЖОР) приведены в табл. 3.1. Значе-
Значения сил, действующих на раму тепловоза при полной мощности
дизель-генератора, в зависимости от способа его установки при-
приведены в табл. 3.2. На железнодорожном транспорте параметры
вибрации должны удовлетворять следующим требованиям: для
частот 3...5 Гц виброускорение — до 30 м/с2; для частот
40...60 Гц виброускорение — 5...15 м/с2 [23].
130
Таблица
Собственные частоты парциальных и связных колебаний
дизель-генератора современных тепловозов
в зависимости от способа его установки „
3.1
Парциальные колебания
Форма
Подергивание
Галопирование
Боковой относ
Боковая качка
Виляние'
Подпрыгивание
двигателя
Подпрыгивание
рамы
Частота, Гц
РМВ
6.16
6,18
6.16
7,94
6.12
6.62
10,51
ПЭ
1.95
1,95
1,95
2fi\
1.94
2.04
10.51
Связные колебания
Форма
Подергивание
Подергивание
с галопированием
Боковой относ
Боковой относ
с боковой качкой
Виляние
Подпрыгивание
Подпрыгивание
двигателя с рамой
Частота, Гц
РМВ
7,72
7.35
3.77
9.32
6,12
5,46
12,75
ПЭ
1.49
2,32
1.19
2,95
1.94
2,06
10,7
Таблица
Силы, передаваемые на раму тепловоза при полной мощности
дизель-генератора, в зависимости от способа его установки
3.2
Способ установки
дизель-генератора
тепловоза (мощ-
(мощность 440 кВт)
ПЭ
РМВ
ЖОР
Результирую-
Результирующая сила,
И
128
2016
18214
Проекция силы,
вертикальная
124
2000
18072
продольная
4
71
403
Н
поперечная
51
591
6768
Известно, что в настоящее время вероятность безотказной
работы гидравлических демпферов железнодорожных вагонов
колеблется в пределах 0,40...0,65 [34]. Недостаточная надеж-
надежность демпферов приводит к частому выходу их из строя, что
ухудшает динамическое качество на переходных режимах движе-
движения (момент трогания, торможение и движение поезда через пе-
переломы продольного профиля пути и пр.). Динамические харак-
характеристики грузопассажирских и грузовых железнодорожных ва-
вагонов приведены в табл. 3.3. В арматуре, транспортируемой по
железным дорогам, амплитуды колебаний элементов примерно
одинаковы по всем трем координатам (рис. 3.1).
По мере развития автотранспорта, роста его мощностей, объе-
объема перевозок и ужесточения требований к интенсивности нагрузок
менялся подход к проблеме сохранения работоспособности транс-
131
Таблица 3.3
Динамические характеристики грузопассажирских и грузовых железнодорожных вагонов
Оценка хода
Отличный
Хороший
Удовлетворительный (допусти-
(допустимый для пассажирских вагонов)
Допустимый для грузовых ваго-
вагонов
Непригодный для регулярного
движения
Небезопасный при длительном
движении
Отличный
Хороший
Удовлетворительный
Допустимый
Непригодный для регулярного
движения
Небезопасный при длительном
движении
Динамический
0,1
0,10 . . .
0,16 . . .
0,21 . . .
коэффициент
Грузопассажирские
0,15
0,20
0,35
0,36 и более
Более
0,20
0,20 . . .
0,36 . . .
0,46 . . .
0,65
Более
0?7
0,35
0,45
0,65
0,7
0,05
0,05 . . .
0,11 . . .
0,16 . . .
0,10
0?15
0,25
0,26 и более
Более
Грузовые
0,08
0,08 . . .
0,16 . . .
0,26 . . .
0,36
Более
0,4
Ускорение кузова, м/с2
вертикальное
вагоны
1.0
1,6
2,1
3,6
1.0
... 1,5
... 2,0
... 3,5
и более
Более 7,0
вагоны
0,15
0,25
0,35
0,4
2,0
3,6
4,6
2,0
... 3,5
... 4,5
... 6,5
6,5
Более 7,0
горизонтальное
0.5
0,5 ...
1,1 . . .
2,1 ...
1.0
2,0
3,0
3,1 и более
Более
1,0
1,0 ...
1,6 ...
3,1 ...
4,6
Более
5,0
1.5
3,0
4,5
5,0
Показатель
плавности хода
До 1.0
До 2,0
До 3.25
До 4.0
До 5,0
Более 5,0
—
—
—
—
—
—
Рис. 3.1. Преобладающие частоты и амплиту-
амплитуды вибраций железнодорожных вагонов:
1,2 — платформы с рессорами типа
AAR 1.915; 3,4 — платформы с современ-
современными рессорами
Ш
ТщЩГн
Illlll
W 1
т* i
III
ш
Гп
2 5 Ю 20
Частота f,/i(
SO WO
портируемых агрегатов систем ДЛА и ЛА. В настоящее время эта
проблема решается по-новому: от изучения собственно транспорт-
транспортной машины перешли к изучению по трем направлениям динамиче-
динамической системы человек — машина (объект транспортировки) — до-
дорога: исследование микропрофиля дороги (опорной поверхности),
колебаний машины, реакции перевозимых агрегатов на транспорт-
транспортные нагрузки. Основными источниками возмущения колебаний
транспортной машины являются неровности поверхности дороги,
эксцентриситет и неравномерность вращения колес (табл. 3.4).
Таблица
Характеристики вибрационных и ударных нагрузок
на агрегаты систем ДЛА и ЛА
3.4
Источник вибрации
Неровности дороги
Двигатель
Гусеничный ход
Колесный ход
Трансмиссия
Частота, Гц
До 30
150 ... 200
70 ... 200
6 ... 15; 50 ... 100
1 ... 15
Ускорение, м/с2
До 100
До 30
При расчетах колебаний автомобиля микропрофиль дороги мо-
моделируют, заменяя' его гармоническим профилем или единичной
поверхностью. За источник возмущения обычно принимают конк-
конкретную реализацию случайного микропрофиля. Причем распрост-
распространено введение в расчет не самого случайного микропрофиля, а
его статистических характеристик, дающих представление об изме-
изменении микропрофиля по длине участка дороги и частоте повторе-
повторения длины неровностей. Статистические характеристики позволяют
давать обобщенную оценку микропрофиля автомобильных дорог
отдельных географических районов и целых стран.
Автомобиль представляет собой колебательную систему, со-
состоящую из нескольких масс: кузова, двигателя, кабины, колес и
др. Эти массы делят на подрессоренные и неподрессоренные. Чис-
133
ло возможных перемещений масс автомобиля весьма велико, но зна-
значимость их различна. Колебательная система, эквивалентная автомо-
автомобилю, состоит из нескольких упругосвязанных масс. В большинстве
случаев целесообразно упрощение эквивалентной системы ввиду раз-
различия частот собственных колебаний элементов автомобиля: кузова
— 1...5 Гц, колес — 6... 14 Гц, рамы — 100...300 Гц. Частоты колебания
остальных масс автомобиля более высоки и не столь влияют на плав-
плавность хода. Как правило, элементы конструкций колеблются в на-
направлениях наименьших жесткостей, однако амплитуда вертикальных
колебаний аппаратуры, размещаемой в кузовах автомобилей, больше
амплитуды поперечных и продольных. При регулярном возбуждении,
вызываемом дорогой, в спектре колебаний автомобиля преобладают
частоты/» х/1, Гц, где х — скорость автомобиля, м/с; / — расстоя-
расстояние между препятствиями, м (для булыжной мостовой / = 0,1...0,16 м,
для бетонной автострады — 10... 15 м). Используя при перевозках ав-
автомобильный (и железнодорожный) транспорт, следует учитывать,
что он снабжен специфическим виброизолирующим звеном — рессо-
рессорами, уменьшающими эффект воздействия. Для того чтобы эффек-
эффективно защитить оборудование при автомобильных перевозках без
применения виброзащитных устройств, достаточно выполнить усло-
условия изоляции [48]///о ж 3...5, где/ — нижняя граница спектра возбуж-
возбуждающих частот, с;/о — собственная частота колебаний экипажа на
рессорах, с.
На автомобильном транспорте параметры вибрации должны
удовлетворять следующим.требованиям: для частот 0,7...22,4 Гц
виброускорение — до 50 м/с2; для частот 22,4...200 Гц виброуско-
виброускорение — 50... 150 м/с2 [23]. Обобщенные характеристики нагрузок
при автомобильных перевозках даны в работах [31, 40, 48, 98].
На водном транспорте наиболее опасны нагрузки, обусловлен-
обусловленные неполной уравновешенностью главных и вспомогательных дви-
двигателей и силовых механизмов, неточностями их центрирования и
монтажа; нагрузки, связанные с работой гребных винтов вблизи
корпуса судна, и нагрузки, вызванные воздействием качки на судно.
На морском транспорте параметры вибрации должны удовлетво-
удовлетворять следующим требованиям [23]: ускорение от бортовой качки —
не более 3 м/с2, от килевой качки — не более 10 м/с2, для частот
1,7... 13,3 Гц амплитуда колебаний — 1...0,05 мм. Обобщенные пара-
параметры транспортных нагрузок при морских перевозках приведены в
работах [31, 44, 45, 98].
Виды отказов КУ при хранении и транспортировке агрегатов
систем ДЛА и ЛА и обусловливающие их причины систематизиро-
систематизированы и представлены авторами в виде схемы (рис. 3.2).
В настоящее время в отрасли отсутствуют единые показатели
влияния транспортных нагрузок на работоспособность уплотнителя
клапанного устройства. Получаемые при испытаниях агрегатов на
134
Виды отказов КУ при хранении и транспортировке агрегатов систем ДПА,
JL
Нестабильность усилия
открытия клапана
Снижение
герметизирующей способности
Прочностные отказы (повреждение
контактирующих поверхностей;
усталостное разрушение упругих
элементов, узлов крепления и др.)
Характер проявления отказа
1. «Прилипание» уплотнителя клапана!
к седлу
2. Зависание (заклинивание) клапана
в направляющей
Необратимые деформации
полимерных материалов и потеря
упругих свойств эластомеров
при длительном хранении
под нагрузкой
1. Соударения упруго подвешенных
масс КУ при транспортировке
2. Механические напряжения
в элементах конструкции
при транспортном нагружении
-Причины возникновения отказа
1. Нарушение правил хранения
и транспортировки
2. Интенсификация процессов адгезии
и схватывания в высоконагружен -
ных контактирующих поверхностях
3. Износ сопрягаемых поверхностей
клапана и направляющей арматуры
под действием внешних возмуще-
возмущении, обусловливающих колебание
клапана
1. Естественное накопление оста-
остаточной деформации вследствие
хладотекучести полимеров и
нестойкости эластомеров
к длительному воздействию
эксплуатационных факторов
2. Остаточная деформация полимера
при угловом проворачивании
клапана относительно седла под
действием радиальной составля-
составляющей транспортной нагрузки
1. Конструктивные просчеты в оцен-
оценке амплитудно-частотных спектров
транспортных нагрузок
2. Ошибки в расчете упаковочных
материалов и выборе способа
консервации и средств защиты
элементов конструкции от нагру-
нагрузок при хранении и транспорти-
транспортировке
3. Отказ средств защиты в эксплуа-
Рис. 3.2 Виды отказов КУ при хранении и транспортировке агрегатов систем ДЛА, характер проявления
и причины их возникновения
вибростендах АЧХ не являются количественной оценкой нагружения
уплотнителя КУ, учитывающей характер взаимодействия статической
нагрузки от пружинного элемента и транспортной нагрузки.
Транспортное нагружение уплотнителя клапанного устройства
целесообразно характеризовать коэффициентом динамичности
Я^дин^ст, (ЗЛ)
гДе ^дин — динамическая нагрузка, действующая на подпружинен-
подпружиненную массу клапана при транспортном нагружении, Н; Рст — стати-
статическая (заданная) нагрузка уплотнителя в зоне контакта седла с
клапаном от пружинного элемента, Н:
Л*-*прь-«б- <3-2)
Здесь х0 — первоначальное поджатие пружины, равное разно-
разности между длиной пружины в свободном состоянии и размером по-
посадочного места под пружину в корпусе устройства, м.
Величина Рст принимается из условия обеспечения требуемого
усилия герметизации элементов КУ и его срабатывания при задан-
заданном давлении среды на входе устройства.
Без учета газодинамического эффекта на затворе клапанного
устройства, сил трения в подвижных сопряжениях, сил тяжести зо-
золотников и демпфирования в конструкции Ртн может быть найде-
найдена из выражения B.3):
д с(*ь+х). <3-3)
С учетом C.2) и C.3) зависимость (ЗЛ) примет вид
с (х0 + х ) + Мх
х*--^ • <3-4)
С помощью зависимости C.4) можно определить виброустой-
виброустойчивость подпружиненной массы клапана и одновременно охаракте-
охарактеризовать степень нагружения уплотнительных поверхностей:
отсутствие транспортного нагружения:
К^ = 1 при х ш х ш х ш 0 ;
«перегрузка» уплотнителя КУ:
К^ > 1 при сх + Мх > 0 ;
неустойчивое равновесие:
Кп - 0 при с ( xq + х ) = - Мх ;
разгрузка уплотнителя КУ:
К^ > 0 при С (х0 + х ) > -Мх;
136
отрыв клапана от седла:
Кц^ < 0 при С (*о + х ) < - Мх.
Отметим, что расчет коэффициента К« с помощью зависимо-
зависимости C.4) позволяет получить его заниженное значение. Действи-
Действительно, учет инерционной и диссипативной нагрузки и сил трения,
действующих в реальной системе, идет в запас виброустойчивости
клапанного механизма [30].
Ясно, что предпочтительна конструкция клапанного устрой-
устройства с нагруженным пружиной НО, для которого выполняется ус-
условие
0 < КДт < 1. C.5)
Причем при К„ < 0 возможен отрыв клапана от седла (перио-
(периодическое соударение клапана с седлом с частотой транспортного
нагружения), а при К^ >1 на уплотнитель КУ будут действовать в
зоне контакта клапана нагрузки, превышающие заданное давление
в уплотнителе от статического нагружения пружинным элементом.
Этот режим воздействия транспортных нагрузок считается небла-
неблагоприятным, снижающим ресурс КУ (рис. 3.2). Выполнение нера-
неравенства C.5) возможно за счет увеличения статической нагрузки
РСт- Однако ее увеличение снижает ресурс уплотнителя затвора в
эксплуатации. Возможности увеличения Рст ограничиваются также
конструктивным исполнением КУ, зависящим от заданных в ТЗ
требований к агрегату автоматики (давление открытия, рабочий
ход, быстродействие золотника и проходное сечение рабочего
тракта). Рациональный выбор усилия герметизации уплотнителя
КУ должен проводиться на базе тщательного анализа амплитудно-
частотных спектров транспортных нагрузок и оценки их динамиче-
динамического воздействия на подпружиненные подвижные массы элемен-
элементов клапанных устройств.
Защита КУ агрегатов автоматики при хранении и транспорти-
транспортировке осуществляется с помощью технологического комплекса,
включающего выполняемую полностью или частично совокупность
последовательно осуществляемых процессов [21, 1021, таких, как
консервация, обертка в бумагу или другой материал, упаковка в
потребительскую тару, упаковка в дополнительную тару, упаковка
в транспортную тару. Способы консервации (наружной и внутрен-
внутренней) и порядок их реализации устанавливает отраслевой стандарт.
Упаковка агрегатов производится с учетом их конструктивных осо-
особенностей в соответствии с действующей в отрасли документацией
на упаковку и тару и соответствующими ГОСТ и ОСТ.
Механические свойства упаковочных материалов обычно харак-
характеризуются зависимостью Р - / ( Ь ). Предельно допустимые дав-
137
Основные методы защиты от вибрации КУ агрегатов
систем ДЛА и ЛА при транспортировке
t
Снижение
виброактивности
источника
1. Изменение соотношения между
частотами возмущения транспорт-
транспортного средства и собственными
частотами, подвижных частей КУ
агрегатов
2. Уравновешивание возмущающих
нагрузок механизмов:
а) уравновешивание роторов;
б) автоматическая балансировка
вращающихся масс;
в) применение противовесов
(кривошилно-шатунные меха-
механизмы и пр.)
t
Внутренняя
защита
КУ агрегатов
1. Устранение ре-
резонансных явлений
элементов КУ
путем изменения
частот их собст-
собственных колебаний
2. Увеличение
диссипации меха-
механической энергии
подвижных частей
КУ (демпфирова-
(демпфирование, преобразова-
преобразование вида движе-
движения и пр.)
1
Динамическое
гашение
колебаний
Присоединение
к агрегату
дополнительной
механической
системы
(динамического
гасителя
колебаний),
изменяющей
характер
его колебаний
t
Изоляция
. ударов и
вибрации
Установка между
агрегатом и
источником
возмущения
дополнительной
системы
(виброизолятора)
?
Экранирование
упругих волн,
распространя-
распространяющихся
от источника
Установка экранов
из материалов»
отличающихся
по физическим
свойствам от
материала
вибрирующей
конструкции
Рис. 3.3. Основные методы защиты от вибрации КУ агрегатов систем ДЛА и ЛА при транспортировке
дения для некоторых упругих материалов, применяемых для упа-
упаковки, приведены в [48].
Кроме того, применяются основные методы виброзащиты объ-
объектов [31], использование которых уменьшает интенсивность коле-
колебаний элементов КУ при транспортном нагружении агрегатов авто-
автоматики ДЛА и ЛА (рис. 3.3). В основу этих методов положены:
снижение виброактивности источника; внутренняя виброзащита КУ
агрегата; динамическое гашение колебаний; виброизоляция меха-
механических воздействий и экранирование упругих волн, идущих от
источника.
Демпферы, динамические гасители и виброизоляторы образу-
образуют виброзащитные устройства, подразделяющиеся на пассивные и
активные. Пассивными называют устройства, состоящие из инерци-
инерционных, упругих и диссипативных элементов. Активные устройства
могут, кроме того, содержать элементы немеханической природы и,
как правило, обладают независимым источником энергии.
Сравнительный анализ существующих виброзащитных систем
дан в работе [45]. Широко известно правило [51]: виброизоляторы
имеет смысл применять лишь в том случае, если путь торможения
(или разгона) основания не больше максимально допустимого от-
отклонения амортизируемого объекта. Вопросы эффективности виб-
виброзащитных систем при внешнем воздействии вибрационного типа
подробно рассмотрены в [56].
В последние годы все больше внимания уделяется разработке
механизмов разгрузки уплотнителя КУ от усилия упругих звеньев
(пружин, сильфонов и пр.) при хранении и транспортировке агре-
агрегатов, в том числе в составе систем ЛА.
3.2. МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ
КЛАПАННОГО МЕХАНИЗМА С ДУ
Обычно для уменьшения статических нагрузок на элементы
КУ, обусловленных воздействием упругих элементов (пружин,
сильфонов, мембран), устанавливают съемные транспортировочные
пружины, отжимающие подпружиненный клапан от седла при хра-
хранении и транспортировке, и реже противовесы. В этом случае кон-
конструктивная схема и расчетная схема на базе упруговязкой модели
агрегата с ДУ имеют вид, показанный на рис. 3.4. Здесь с\, с2, с3
¦— жесткости штатной и транспортировочной пружин и их суммар-
суммарная жесткость соответственно; с+ — жесткость газового объема в
демпферной камере; Х\ и х2 — смещения корпуса агрегата и ИО
при вибрационном возмущении.
При разработке математической модели были приняты следу-
следующие допущения:
139
Рис. 3.4. Агрегат с механизмом
транспортной разгрузки и встроен-
встроенным в заглушку дросселем: а —
конструктивная схема; б — расчет-
расчетная схема на базе упруговязкой мо-
модели
1) процессы в рабочей газовой среде описываются уравнениями
термодинамики идеального газа, поскольку рассматриваемые со-
состояния рабочей среды далеки от областей превращений;
2) ввиду скоротечности процессов расширения и сжатия газа в
демпферной камере при вибрации ИО не учитывается теплообмен
газа с окружающей средой через стенки ДУ;
3) не учитываются силы трения в клапанном механизме вслед-
вследствие малости коэффициентов трения в сопряжениях клапанных
механизмов исследуемого типа;
4) массовый расход газа через дросселирующий элемент ДУ
полагается линейно зависящим от давления в демпферной камере
ввиду малых смещений ИО от положения равновесия при колеба-
колебаниях.
Воспользуемся уравнением неразрывности, записанным для га-
газа, который перетекает через дросселирующий элемент демпфер-
демпферной камеры:
±0 = п„—- + V*—-. C.6)
* dt * dt
Рассматривая малые приращения переменных и учитывая, что
при адиабатном процессе
dt n рп dt
C.7)
а уравнение C.6) фактически одно и то же для случаев притока
газа в камеру (+) и истока (-) газа из нее, переписываем его в виде
C.8)
пра
140
Поскольку массовый расход газа через дросселирующий эле-
элемент линейно зависит от давления газа в демпферной камере, то
AQ = Ь&Рп, C.9)
где Ъ — коэффициент, характеризующий чувствительность массо-
массового расхода газа к давлению в демпферной камере, Ъ = OQ/dp^.
С учетом выражений A.2), A.3) он составит:
а) для докритического режима течения ( 0,528 < ра/рп< 1 )
. я-2 . л-1 1
C.10)
б) для сверхкритического режима течения ( 0 < ра/ра * 0,528 )
Приравняем правые части выражений C.8) и C.9), одновремен-
одновременно перейдя к изображениям переменных параметров по Лапласу:
Используя это равенство, получаем выражение для динамиче-
динамической реакции газового слоя на внешнее возмущение:
.*- <312)
Реакция упругодемпферной подвески ИО на вибрационное воз-
возмущение включает реакции газового слоя и пружин:
Или с учетом выражения C.12)
Txs+ 1
С"E)=Сз7^Т' (ЗЛЗ)
где Т\ и 7г — постоянные времени клапанного механизма с ДУ:
141
r,.ra|^+^L|. C.14)
Л/7Д I
C.15)
Агрегат как совокупность газового объема в демпферной каме-
камере, ИО, пружин и дросселирующего элемента представляет собой
замкнутую схему регулирования. Из линеаризованного уравнения
B.10) для кинематического способа задания возмущений
Ms?bx2 - cu(s) (&х2 - AxJ) - 0
с учетом принятых допущений передаточная функция агрегата оп-
определяется в виде
C.16)
Д*1 T^ + si2 + T{s o)q + wj '
где (о§ — собственная частота ИО на пружинах, wj - С3 /М .
Подставив в уравнение C.16) s - i со , определим коэффициент
передачи механизма как модуль передаточной функции:
V
A- М2J+
C.17)
Рис. 3.5. Зависимость коэффици-
коэффициента передачи при резонансе от
безразмерной частоты возмущаю-
возмущающей силы
где ц — безразмерная частота_воз-
мущающей силы ц = <o/<i>o ; T\ и
7з — безразмерные параметры вре-
времени: Т\ = Г1(о0, Т2 = 72(i)o • Зависи-
Зависимость коэффициента передачи ме-
механизма с ДУ от частоты возмущаю-
возмущающей силы представлена на рис. 3.5.
Результаты анализа выражения
C.13) свидетельствуют о его иден-
идентичности выражению A.1), описыва-
описывающему реакцию СРД на вибрацион-
вибрационное возмущение. Это дает основа-
основание утверждать, что динамика кла-
клапанных механизмов с ДУ обладает
теми же особенностями, что и опи-
описанные в гл. 2. В частности, на их
АЧХ существуют фиксированные
точки (рис. 3.5) [76], через которые
142
проходят все резонансные кривые, независимо от уровня демпфиро-
демпфирования в системе. Это обстоятельство дает возможность оптимизиро-
оптимизировать динамические свойства как клапанных механизмов с ДУ, так и
других СРД, подвергаемых вибрационному внешнему воздействию.
3.3. ОПТИМИЗАЦИЯ ДИНАМИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК
КЛАПАННОГО МЕХАНИЗМА С ДУ
При оптимизации динамических характеристик необходимо оп-
определить максимум коэффициента передачи функции р,(г|), описы-
описываемой выражением C.17). При этом будем полагать, что параметр
К = T<JT\ — величина постоянная, удовлетворяющая двойному не-
неравенству
0< К< 1. C.18)
Для упрощения дальнейших выкладок введем вспомогательные
величины. Положим, t|2= z, Т\ = и, |i2(r|) = /(z). Тогда выражение
C.11) в новых переменных запишется в следующем виде:
f( v1 + uz
причем функция /(z) достигает экстремума одновременно с функ-
функцией Ц(Г|) .
Рассмотрим производную функции/(z):
ф= 2 + 2BКи- 1)+ 2BКи2- ц- ЗиК2J?~ 2и2К22?
dz [(l-zJ+wz(l-KzJ]2
Она обращается в нуль при равенстве нулю числителя. Обоз-
Обозначим числитель через <p(z) :
9(z)= 2+ 2BКи- 1)+ 2BКи2- и- 3uK2)z2- 2и2К2т?.
Уравнение <p(z) имеет положительный действительный корень
zb поскольку при нулевом аргументе функция <p(z) положительна
(ф@) = z > 0), а при устремлении аргумента в бесконечность
limcp(z)= -©о.
Определим, является ли данный корень единственным. Предпо-
Предположим обратное, что z\ > 0 и Z2 > 0 — корни кубического уравнения
<p(z) = 0 . В этом случае третий корень z$ также является действи-
действительным и положительным, поскольку согласно теореме Виета
143
По той же теореме
zxz2 + Z2Z3 + 2123- 2(^П > 0; C.19)
Учитывая, что к > 0, упрощаем соотношения C.13), C.14) и
после преобразований получаем
2иК- 1 < О 1
2иК- 1> ЪК> О J '
что невозможно.
Таким образом, уравнение cp(z) = 0 имеет единственный поло-
положительный действительный корень z\, причем при z < z\ функция
qp(z) положительна, а при z > zi — отрицательна. Следовательно,
z\ — координата единственной точки максимума функции q (z) при
фиксированных параметрах Кии.
Обратимся теперь к вопросу обеспечения минимального коэф-
коэффициента передачи на резонансе в клапанном механизме с ДУ. Как
уже отмечалось, для достижения максимума демпфирования в си-
системе, динамика которой при вибрационном возмущении описыва-
описывается выражениями вида C.13), C.17), необходимо, чтобы при посто-
постоянном параметре К пик амплитудно-частотной характеристики при-
приходился на фиксированную точку.
Ясно, что в рассматриваемом случае координата фиксирован-
фиксированной точки [107]
2 2
является корнем уравнения cp(z) = 0 , определяющего максимум
функции \х(ц) , т.е. Яф= z\ . Подставим значение z\ = 2/A+к) в
уравнение q (z) = 0 и разрешим его относительно параметра и. В
результате получим квадратное уравнение, корни которого
1+ а: 1 + к
Так как и — величина положительная, то остается один ко-
1+ К
рень, а именно и^ = —z—.
144
Из последнего равенства с учетом выражения А> Т2/Т\ опре-
определим безразмерные постоянные времени механизма
и размерные
C.21)
C.22)
Таким образом, для достижения максимума демпфирова-
демпфирования (минимума резонансного коэффициента передачи) в кла-
клапанном механизме с ДУ, находящемся под воздействием внеш-
внешнего вибрационного возмущения, необходимо, чтобы при лю-
любом фиксированном значении К = Г2/Гь удовлетворяющем ус-
условию (ЗЛ8), постоянная времени механизма Т\ вида C.14) со-
соответствовала выражению C.22). В этом случае резонанс нахо-
находится на частоте
C.23)
C.24)
а коэффициент передачи на нем [107]
1 - К
Используя такую модель, описывающую динамику целого
класса СРД, можно ставить [81] и решать [65] некоторые другие
оптимизационные задачи. В частности, минимизация резонансной
частоты при фиксированном параметре К, Результаты исследова-
исследования таковы:
а) при 1/3 < К < 1 задача неразрешима, поскольку резонансные
частоты больше единицы и для любой заданной частоты >)р > 1 су-
существует такое значение параметра Т\, при котором резонансная
частота удовлетворяет неравенству 1 < i|p < i)jj ;
б) при 0 < К < 1/3 задача имеет единственное решение
145
АК
tid- miniiD( T\ ,K) ¦
T^O KCK+ 1)+ V*(l + K)CK +
достигаемое при параметре
2 л/ 1-W2
^< 1 ,
Ту
;J-
Резонансный коэффициент передачи в этом случае определя-
определяется как
1 4^
[1-
Кривые, образуемые резонансными значениями коэффициента
передачи при постоянном параметре К = TjT\t представлены на
рис. 3.6. Они наглядно иллюстрируют описанные случаи. Кривые
резонансов имеют ярко выраженные минимумы, которые (как уже
упоминалось) приходятся на фиксированные точки, определяемые
соотношением постоянных времени механизма. Расположены мини-
минимумы на отрезке кривой
1
при 1 < т)р < V2 [951. Кривые при 1/3 < К < 1 имеют вид, близкий
к квадратичной параболе. Прямые »}р = 1 и np = Vl/Jt
асимптотами. При 0 < К <
5 -
• 14
LO.5
T^ojs
• i i
CI
У
1
Л» \
I
У 0,05
— € —
2tQ 2.5
Рис. З.б. Зависимость коэффициента
передачи при резонансе от безразмер-
безразмерной частоты возмущающей силы
И 1]р = V 1/Л ЯВЛЯЮТСЯ
1/3 вид кривых искажается, появляются
резонансы с частотой цр < 1 .
Это позволяет решить задачу о
наилучшей виброизоляции (ми-
(минимуме резонансной частоты).
Описанное поведение кри-
кривых имеет физический смысл.
Случай К « 1/3 соответствует в
модели Зенера (см. рис. 3.4,6) со-
соотношению С4 = 2сз- При К < 1/3
жесткость релаксационной свя-
связи превышает удвоенную жест-
жесткость пружины, установленной
параллельно диссипативному
элементу. И чем меньше пара-
параметр К9 тем больше эта разни-
разница. В результате при &->0 мо-
146
дель Зенера по своим свойствам приближается к модели Кель-
Кельвина (см. рис. 2.14,6), все резонансные частоты которой мень-
меньше собственной частоты соответствующей ей консервативной
системы ( Т1р < 1 ).
Для удобства пользования полученными результатами предста-
представим их в виде алгоритма проектирования ДУ клапанного механизма
с заданными требованиями к динамике его исполнительного органа.
3.4. РАСЧЕТ ДУ КЛАПАННОГО МЕХАНИЗМА
В качестве исходных данных для расчета ДУ должны быть ого-
оговорены допустимое значение коэффициента передачи на резонансе
ц?, резонансная частота /р и максимальная амплитуда возмущающе-
возмущающего движения Х\ а также площадь демпферной камеры FK, Mftcqa ис-
исполнительного органа М и параметры рабочей среды: плотность
рд , температура Гд , удельная газовая постоянная Ry . Целью рас-
расчетов является определение параметров ДУ: длины демпферной
камеры, диаметра сечения дросселирующего элемента, жесткости
транспортировочной пружины.
Последовательность расчета такова:
1. По заданному значению резонансного коэффициента передачи
ц? находят отношение постоянных времени механизма по формуле
2. Определяют безразмерные постоянные времени механизма
Т\ и 7*2 , безразмерную круговую частоту Цф, на которой располо-
расположена фиксированная точка:
3. Вычисляют собственную круговую частоту, соответствую-
соответствующую устройству консервативной системы: ]
и размерные
Пф
4. Рассчитывают суммарную жесткость пружин
постоянные времени ДУ:
147
5. Находят длину демпферной камеры ^ из выражения
nKfFRpa (рп- 14
6. Определяют объем демпферной камеры Кд и давление рд
газа в ней, а также коэффициент чувствительности расхода Ь:
7. Вычисляют площадь / и диаметр d\ проходного сечения
дросселирующего элемента:
для докритического перепада давления @,528 < ра/Рд < 1)
а
~п - 1
2—— рАп -
Ра
V2n- 1 л~ 1
Рц п ~ (РсРц ) Л
-1
для сверхкритического перепада давления @ < ра/ра ? 0,528)
-1
/¦!
д/ 2п
1
п- 1
л: .
8. Определяют жесткость транспортировочной пружины
с2= с3- ct.
3.5. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ
РЕАКЦИИ ИСПОЛНИТЕЛЬНОГО ОРГАНА С ДУ
НА НАГРУЖЕНИЕ ПРИ ТРАНСПОРТИРОВКЕ
3.5.1. Установка для моделирования работы
клапанного механизма с ДУ
При экспериментальных исследованиях использовалась уста-
установка с описанной в гл. 2 арматурой (см. рис. 2.25,а).
148
Ударное воздействие. Эксперименты проводились на удар-
ударном стенде СУ-1 (рис. 3.7). При помощи подстройки размеров
Рис. 3.7. Схема ударного стенда:
1 — упор; 2 — регулировочный винт;
3 — захват; 4 — штанги подъема;
5 — кулачок; б — электродвигатель;
7 — червячный редуктор; 8 — муфта;
9 — корпус направляющей;
10 — шток; 11 — платформа;
12 — объект исследований;
13 — сменные грузики
кулачка 5 высота бросания установки 12 с грузами 13 регулиро-
регулировалась в диапазоне 5...280 мм. Конструкция стола, представляю-
представляющего собой массивный шток 10 с небольшой жесткой платфор-
платформой, обеспечивала качественное воспроизведение ударного им-
импульса. Для регистрации показаний датчиков ускорений ДУ-5С,
устанавливаемых на столе стенда и плунжере установки, исполь-
использовалась виброизмерительная аппаратура ВИ6-6ТН в комплекте
со шлейфовым осциллографом Н-115. Перемещение контролиро-
контролировалось бесконтактным оптическим датчиком. При исследовании
устройства на ударном стенде нагруженный плунжер находился
в равновесном положении. Отверстие, через которое сжатый воз-
воздух поступал в камеру, глушилось, а запитывался только меха-
механизм газостатического центрирования плунжера [65]. В демпфер-
демпферной камере устанавливался съемный дроссель, а само устройство
подвергалось ударному воздействию кинематического характера.
При этом регистрировались давление в демпферной камере и пе-
перемещение подвижного звена (рис. 3.8). Измерение указанных
динамических параметров производилось с использованием тари-
ровочных характеристик, полученных в статике. Вопрос об оцен-
оценке погрешности измерения параметров (» 9%) при помощи тари-
149
ровочных графиков рассматривался в гл. 2. Сопоставление теоре-
теоретических и экспериментальных кривых (рис. 3.9), описывающих ре-
реакцию модельной установки на воздействие в виде ударных им-
0925
С-&ООН/М
Рис. 3.8. Зависимость перемещения ис-
исполнительного органа и давления в де-
демпферной камере от времени при воз-
воздействии ударного импульса
Рис. 3.9. Зависимость перемещения
исполнительного органа от времени
при ударном нагружении механизма
с ДУ: аналитическая;
экспериментально полученная
пульсов, подтверждает правомерность выбора при исследовании моде-
модели релаксационного демпфирования. Имеющиеся расхождения анали-
аналитических и экспериментальных результатов объясняются неучетом в
принятой модели влияния имеющейся нелинейности жесткостных ха-
характеристик пружин и наличием остаточной емкости трубопроводов.
Вибрационное воздействие. При исследованиях использовался
стенд, в состав которого вошли собственно установка для моделиро-
моделирования работы клапанного механизма с ДУ и электродинамический
вибратор ВЭДС-400, используемый в качестве задатчика гармониче-
гармонического возмущения. Установленное на стол вибростенда устройство
подвергалось кинематическому вибрационному возмущению с часто-
частотой задающих вибраций стола 3...20 Гц при шаге 0,5 Гц; меньшее
значение ограничивалось возможностями электродинамического виб-
вибратора. Причем частотный диапазон для выявления стабильности по-
показаний проходился дважды: в сторону увеличения и в сторону
уменьшения частоты колебаний. Масса поршня с закрепленной на
нем арматурой и грузами составляла 4 кг. Жесткость каждой из двух
установленных параллельно поршню пружин — 2 700 Н/м. После
включения газостатического центрирования поршня установку под-
подвергали вибрационному воздействию, попеременно помещая в де-
демпферную камеру дроссели с разными проходными сечениями при
неизменных массе поршня и жесткости присоединенных пружин. При
этом записывались осциллограммы ускорений корпуса установки для
моделирования (основание вибратора) ху и ее поршня х2 (рис. ЗЛО).
С использованием осциллограмм измерялись амплитуды пока-
показаний датчиков и находился (с учетом тарировочного коэффициен-
150
та) коэффициент передачи ц на дан-
данной частоте/. Затем строились амп-
амплитудно-частотные характеристики
(рис. 3.11,а) и зависимость резонанс-
резонансного коэффициента передачи уст-
устройства от диаметра дросселя df
(рис. 3.11,6).
Результаты анализа эксперимен-
экспериментальных зависимостей (см. рис. 3.6),
полученных с помощью вибрацион-
вибрационных испытаний установки, подтверж-
подтверждают правомерность вывода о релак-
релаксационном характере демпфирования в клапанном механизме с ДУ.
Это наглядно видно по наличию на амплитудно-частотной характе-
характеристике (см. рис. 3.11,а) двух предельных положений резонансной
кривой при изменении уровня демпфирования в системе, а также
по существованию фиксированной точки, через которую проходят
все кривые АЧХ. Подтверждает наличие экстремального значения
демпфирования в системе и характер зависимости резонансного ко-
коэффициента передачи от диаметра проходного сечения дросселя
(см. рис. 3.11,6).
Рис. 3.10. Зависимость ускоре-
ускорения корпуса G) и поршня B)
от времени
3
2
,1
1
n
>
ж
7
\
\
5
\
\
1
***
2*68 Ю12 Hi Hi fJ
а
0 1 2 3 4 df
S
Рис. 3.11. АЧХ установки для моделирования работы клапанного механизма
с ДУ (в) и зависимость резонансного коэффициента передачи мР
от диаметра дросселя df (б):
1 —df - 0,32 мм; 2 — df - 1 мм; 3 — df - 1,3 мм;
4 —-df - 3 мм; 5 — df -5мм
На рис. ЗЛ1 ,а приведены полученные экспериментально
(штриховая линия) и теоретически (штрихпунктирная линия) кри-
кривые, образуемые резонансными значениями коэффициента переда-
передачи устройства. Наглядно видна хорошая сходимость. Имеющиеся
между кривыми расхождения (не более 26%) объясняются в основ-
151
ном наличием в системе сухого трения, сглаживающего резонанс,
ные кривые и сдвигающего резонансные частоты.
3.5.2. Клапанный имитатор ЧМ-46
Влияние ударных нагрузок на работоспособность КУ запор.
ной арматуры оценивалось путем анализа АЧХ ИО клапанного
имитатора ЧМ-46. Характеристики вибростенда ВДС-5000: часто.
та — 20...3 000 Гц; ускорение — до 1 00 м/с2 (определяется ве-
весом изделия); толкающее усилие — до 5 000 Н; резонансная ча-
частота — 2 340 Гц. Для снятия АЧХ применялись вибродатчики
фирмы Bruel & Kjar Тире 4339.
Используемые при экспериментах аппаратура и приборы пред-
ставлены на рис. 3.12. При снятии АЧХ ускорение составляло 50,
100 м/с2; частота нагружения — 50...2500 Гц; время прохождения
указанного диапазона частот — 80 с.
Конструктивная схема имитатора ЧМ-46 представлена на рис. 3.13.
В имитаторе предусмотрена возможность изменения параметров:
массы запорного органа 11 — 190...260 г (за счет установки смен-
сменных грузиков 3); усилия затяжки рабочей пружины — 2 2,6...6,6 Н
(путем установки сменных втулок 4)\ сочетания контактирующих
материалов в сопряжении запорный орган 11 — направляющая 10
(путем установки съемных направляющих, изготовленных из стали
10Х18Н10Т, алюминиевого сплава Д1Т и бронзового сплава
БрАЖ9-4 с шероховатостью сопрягаемых поверхностей Чг ). В
имитаторе имеется место для установки технологической (разгру-
(разгрузочной) пружины 9, обеспечивающей отжатие запорного органа 11
от седла 5 на расстояние 1,55 мм. Изменение уровня демпфирова-
демпфирования в системе осуществлялось с помощью установки в имитатор
сменных дросселей 13. Конструктивные параметры подсборок ими-
имитатора, подвергавшихся нагружению, представлены в табл. 3.5, а
соответствующие им АЧХ — на рис. 3.14 — 3.18. Перед началом
нагружения (рис. 3.19, точка А) и после нагружения КУ (точка Б) в
составе подсборок под номерами 1—3 (табл. 3.5), под номерами
4—6 (точка В), под номерами 7—8 (точка Г) и 17-минутного вибра-
вибрационного нагружения подсборки под номером 4 при ускорении 100
м/с2 и частоте 70 Гц (точка Д) оценивалась стабильность гермети-
герметизирующей способности по уровню утечек воздуха со стороны «Вы-
«Выход» имитатора ЧМ-46 при подводе управляющего давления возду-
воздуха 0,5 МПа со стороны «Упр» и рабочего давления воздуха 0,2 МПа
со стороны «Вход» (см. рис. 3.13). Использование тарировочных ха-
характеристик стационарных ротаметров РС-3 и РС-5 вносило в ре-
результаты замеров погрешности не более 10%.
152
13
г з
"Й
h
Рис. 3.12. Установка для снятия АЧХ ИО клапанного имитатора ЧМ-46 в составе
электродинамического вибростенда ВЭДС-5000: 1,3 — вибродатчик Bruel & Kjar
Тире 4339; 2 — имитатор ЧМ-46; 4 — предусилитель сигнала Тире 2626; 5 — са-
самописец уровня Тире 2305; 6 — стол вибратора ( Vibrations - Pruf - Ausrusting ,
фирма Elin ); 7 — самописец уровня Тире 2305; 8 — усилитель мощности
Тире 2605; 9 — задающий генератор Тире 1042; 10 — вибропрограммирующее ус-
устройство Тире 4411; И — селектор Тире 4410; 12 — виброметр Тире 2502;
13 — предусилитель сигнала Тире 2602;
Вход
9 8
Рис. 3.13. Конструктивная схема клапанного имитатора ЧМ-46: /, 5, 7 — элементы
корпуса; 2 — рабочая пружина; 3 — съемный груз; 4 — сменная втулка; б — на-
набор шайб; 8 — вибродатчик; 9 — разгрузочная пружина; 10 — сменная направля-
направляющая; 11 — клапан; 12 — демпферная камера имитатора
153
Таблица 3.5
Конструктивные параметры подсборок имитатора ЧМ-46
Номер
под-
сборки
1
2
3
4
5
б
7
8
9
10
11
Контактируемые материалы в сопряжении клапан 11 —
направляющая 10
СТ.10Х18Н10Т-
СТ.10Х18Н10Т
т
—
—
—
—
—
—
СТ.10Х18Н10Т-
алюминиевый
% сплав Д1Т
—
—
—
—
—
—
—
—
СТ.1-Х18Н10Т-
бронзовый
сплав БрАЖ9-4
*
*
*
¦
¦
Масса клапа-
клапана
11, кг
0,19
ш
¦
*
*
—
—
0,215
—
—
*
—
—
0,26
—
—
—
—
Усилие затяжки
пружины 2, Н
2,6
т
¦
*
—
—
—
—
—
4,6
—
—
—
5,6
*
—
6,6
—
Усилие
затяжки
пружины
9, Н
8,8
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
Диш
дро
ля,
м
1,0
—
—
—
—
—
—
—
ыетр
ссе-
13
и
0,5
—
—
—
—
*
—
Примечания: «ц» — параметры реальной конструкции; «*» — выставляемые параметры;
«—* — параметры не выставлялись
ю
oi
ш 2а Иг 50 НЮ 200
500 /000 2000 5000
ю
/ООп/с*
10
20 Hz 50 ЮО
200
6
500 /OOP*—«W* 5000
Ю
20 Нг 50 100 200 500 /ОС
5000
Рис. 3.14. Зависимость перемещения клапана от частоты вибрационного нагружения
( 50 и 100 м/с2 ) для различных материалов сопрягаемой пары клапан — направляю-
направляющая:
а — сталь — по стали; б — сталь — алюминиевый сплав; в — сталь — по бронзе
155
IS
ю
10 20 Hz SO 100 200 500 1000 2000 5000
ts
10
7 20 Hz 50 Ю0 ' 200 500 WOO 2000 SOOO
6
Ю
1
\юс
• б
-
10 20 Hz SO Ю0 200 SOO tOOO 2000 5000
в
Рис. 3.15. Зависимость перемещения клапана от частоты вибрационного нагруже-
ния ( 50 и 100 м/с2 ) для различных усилий рабочей пружины Рпро :
а — рпро - 4,6 Н; б — Рпро - 5,6 Н; в — PDPo - 6,6 Н
156
15 -
/О
Ю 20 Hz SO ЮО 200 500 1000
SOOO
15
10
100 м/сA
±
t) 20 Hz 50 Ю0 200 500 WOO 2000 5000
б
Рис. 3.16. Зависимость перемещения клапана от частоты вибрационного нагруже-
ния ( 50 и 100 м/с2 ) для различных диаметров дросселя демпферной камеры :
а — df - 1 мм; б —df - 0,5 мм;
157
to
ol
966 Ю* €999 5000
fO 20 Hz SO
Ю
SOOO
Рис. 3.17. Зависимость перемещения клапана от частоты вибрационного нагружения
( 50 и 100 м/с ) для различных масс клапана: а — М - 0,215 кг; б — М - 0,260 кг
Ю
20 Hz 50 ЮО 200
симость перемещения клапан
ния ( 50 и 100 м/с ) с разгрузочной пружиной
5000
Рис. ЗЛ8. Зависимость перемещения клапана от частоты вибрационного нагруже-
158
Проведенные исследова-
исследования позволяют сделать следу-
следующие выводы:
1. При высокой точности
изготовления элементов со-
сопряжения клапан — направля-
направляющая (не хуже Я9//9) и высо-
высоком качестве обработки со-
сопрягаемых поверхностей (не
нижеЪ^) влияние конструк-
конструктивных материалов сопрягае-
сопрягаемых деталей (сталь — по ста-
стали, сталь — алюминиевый
сплав, сталь — бронзовый
О 2W Ш 720 960 /200 №0 t680
Зрсмя погружения, с
Рис. 3.19. К оценке герметичности имита-
имитатора ЧМ-46 при вибрационном нагруже-
нии
сплав) на динамику клапанного устройства крайне незначительно.
АЧХ (см. рис. 3.14) носят идентичный характер (разброс амплитуд
смещения клапана не более 8%), ослаблены на высоких частотах и
имеют незначительные всплески на низких ( » 50 Гц), обусловлен-
обусловленные близостью их к резонансному значению, смещенному в зону
низких частот.
2. Увеличение усилия предварительной затяжки пружины, под-
поджимающей клапан к седлу, в условиях повышения частоты нагру-
жения оказывает благоприятное воздействие на сокращение числа
и уменьшение амплитуды пиков АЧХ подпружиненной массы. Это
справедливо для различных ускорений (см. рис. 3.15).
3. Дросселирование среды из демпферной камеры клапанного
устройства благоприятствует уменьшению амплитуды пиков АЧХ
при транспортном нагружении. Так, уменьшение диаметра дроссе-
дросселя от 1,0 до 0,5 мм при прочих равных условиях обеспечило умень-
уменьшение амплитуды пиков АЧХ примерно на 15% при неизменном
качественном характере АЧХ на различных режимах дросселирова-
дросселирования (см. рис. 3.16).
4. Соотношение между инерционной нагрузкой и силой упру-
упругости, определяющее собственную частоту подпружиненной массы
(см. рис. 3.17), в значительной мере зависит от взаимной направ-
направленности сил тяжести подвижных частей клапана, затяжки пру-
пружинных звеньев и транспортной нагрузки.
Отсюда следует важный вывод о необходимости учета особен-
особенностей установки клапанных механизмов в составе объектов, кото-
которые определяются моделированием.
5. Введение в клапанные устройства пружинного механизма
разгрузки затвора (дополнительной разгрузочной пружины, отжи-
отжимающей клапан от седла на расстояние 1,55 мм) обусловило (см.
рис. 3.18):
159
рост резонансных пиков на АЧХ: частоты 100, 1500, 1750 и 2500 Гц
при максимальном ускорении 120 м/с2 (при задающем 100 м/с2) на ча-
частоте 100 Гц. Частота 100 Гц — основной тип частотного резонанса;
последующие типы, иногда на практике называемые «гудением» пру-
пружин, обусловлены влиянием инерционных свойств пружин при смене
частоты нагружения;
исключение имевших ранее место соударений уплотнительных
поверхностей КУ (табл. 3.5, подсборки 1—10), при этом максималь-
максимальная амплитуда колебаний затвора Ах (вычисленная с помощью из-
известной зависимости [49] q = Ajf^/250 , где q = 12 — резонансный
пик на частоте/р =00 Гц) не превышала 0,03 мм.
С этих позиций можно объяснить характер изменения гер-
герметизирующей способности КУ в результате вибрационного на-
нагружения клапанного имитатора ЧМ-46 (см. рис. 3.19). Так, сни-
снижение первоначального уровня утечек может быть объяснено
прежде всего смятием микронеровностей в зоне клапанного уп-
уплотнения при периодическом соударении клапана с седлом при
вибрационном нагружении. Поскольку в имитаторе отсутствует
закоординированное угловое положение элементов КУ, воз-
возможно их взаимное угловое смещение, сопровождающееся в од-
одних случаях увеличением утечек среды через уплотнение, в
других (при смещении уплотнительных поверхностей КУ в зону
оптимального углового расположения) — уменьшением утечек.
Стабилизация утечек через КУ при длительном вибрационном
нагружении (см. рис. 3.19, участок ГД) свидетельствовала об
исключении проворачиваемости клапана относительно седла в
течение заданного периода нагружения, что обеспечивалось
воздействием на клапан мощной разгрузочной пружины.
Особенности конструирования механизмов разгрузки уплот-
уплотнительных поверхностей КУ от ударных нагрузок при хранении
и транспортировке подробно описаны в работе [102].
Глава 4. СПОСОБЫ ОБЕСПЕЧЕНИЯ
НАДЕЖНОСТИ КЛАПАННЫХ УСТРОЙСТВ
Применяемые в настоящее время конструкторско-технологиче-
ские и эксплуатационные принципы обеспечения надежности кла-
клапанных устройств нацелены на решение комплекса сложных, взаи-
взаимосвязанных научно-технических проблем, которые можно сформу-
сформулировать так:
— повышение герметизирующей способности КУ при миними-
минимизации усилия герметизации и энергопотребления на управление за-
датчиком герметизирующей нагрузки;
— снижение ударных нагрузок на уплотнительные поверхности
КУ при срабатывании ГПТА путем обеспечения определенного ка-
качества их переходных процессов;
— обеспечение минимума ударных нагрузок на элементы КУ
при хранении и транспортировке агрегатов, в том числе в составе
систем ДЛА и ЛА;
— предотвращение и устранение схватывания, адгезии и льдо-
льдообразования в плунжерных и золотниковых парах клапанных меха-
механизмов;
— создание конструкции клапанных агрегатов с заданным
уровнем надежности на основе диагностических систем и саморе-
саморемонтирующихся модулей.
Эффективно решить указанные проблемы позволяет примене-
применение следующих приемов:
1) центрирование герметизирующего усилия на элементах КУ
при помощи шарнирных муфт, компенсационных соединительных
устройств и направляющих;
2) координирование зоны контакта уплотняющих поверхностей
КУ за счет установки между элементами затвора пружинно-фикси-
рующих механизмов и стопоров;
3) предупреждение возникновения и устранение схватывания и
адгезии в сопрягаемых подвижных парах клапанной арматуры на
основе высококачественной очистки внутренних полостей агрега-
агрегатов при продувках и введения в конструкции специальных механиз-
161
мов «подрыва» образовавшихся адгезионных связей и примерзания
элементов КУ;
4) разгрузка уплотняющих поверхностей от силового воздейст-
воздействия рабочей среды при помощи дифференциально-поршневых к
рычажных механизмов;
5) повышение экономичности работы и исключение самопроиз-
самопроизвольного срабатывания приводных устройств в эксплуатации при
незапланированном отключении управляющей энергии путем вве-
введения в конструкции механизмов самоудержания затвора в требуе-
требуемом положении;
6) коррекция усилий герметизации при изменении температуры
рабочей среды при помощи подвода теплоносителя к герметизиру-
герметизируемому соединению и при помощи биметаллических пружинных пе-
переключателей;
7) снижение ударных нагрузок при срабатывании клапанных
устройств с помощью управления динамических сил (инерционной,
сухого и вязкого трения, упругой, внешней и газодинамической) на
рабочем ходе ИО;
8) предохранение уплотняющих поверхностей КУ от действия
ударных нагрузок при хранении и транспортировке ГПТА путем их
оснащения механизмами разгрузки затвора автономного и автомати-
автоматического действия.
4.1. ЦЕНТРИРОВАНИЕ ГЕРМЕТИЗИРУЮЩЕГО УСИЛИЯ
НА ЭЛЕМЕНТАХ ЗАТВОРА И КООРДИНАЦИЯ
КОНТАКТИРУЮЩИХ ПОВЕРХНОСТЕЙ
В работе [109] отмечается, что малые допуски при центровке со-
сопрягаемых элементов затвора обусловливают потерю герметичности.
В то же время требование малых допусков при центровке неприемле-
неприемлемо для подвижных соединений криогенной арматуры вследствие воз-
возможного коробления их элементов и льдообразования в зазоре при
захолаживании арматуры криогенным продуктом. Минимальный зазор
в таких устройствах может составлять от 15—50 мкм до 250—280 мм
(табл. 4.1). Ухудшение центровки элементов затвора вследствие
значительных зазоров в соединениях, а также искривления геомет-
геометрических осей пружин приводят к неравномерности распределения
давления по герметизируемой зоне. Это обусловливает рост утечек
среды через уплотнитель в зонах с меньшим удельным давлением.
Опытами установлено, что исключить утечку среды, вызываемую
указанными факторами, можно, приближая точку приложения гер-
герметизирующего усилия к плоскости контакта тарели с седлом или
используя в конструкциях специальные типы опор, передающих
162
усилие герметизации к уплотнению тарели клапана. Практика по-
показала, что наиболее надежны сферические и шаровые опоры, об-
обладающие высокой несущей способностью. Наиболее распростра-
распространенные схемы центровки тарели клапана представлены на рис. 4.1.
Таблица 4.1
Рекомендуемые зазоры (мкм) в подвижных парах серийной
криогенной арматуры с наружной пенополиуретановой
теплоизоляцией толщиной не менее 20 мм
Диаметр
сопряжения, мм
До 10
До 20
До 30
От 30 до 70
Кислород
15 . . .
30 . . .
40. ..
90. ..
(90 К)
50
60
70
100
Рабочая среда
Азот
20.
40.
60.
100.
G7 К)
. . 70
. . 90
. . 100
. . 120
Водород
40 . .
50. ..
230 . .
250. .
B0 К)
. 60
170
. 250
. 280
Эффективным также является применение шарнирных муфт
[109] или компенсационных соединительных устройств [109] с под-
подвеской подвижного элемента на разрезных кольцах из полимерного
материала (фторопласт-4, капрон, полиамид, поликарбонат, брон-
бронзовый сплав и др.) (рис. 4.2). Результаты тензометрического иссле-
исследования напряжений в зоне контакта клапан — седло (рис. 4.3, где
1—12 соответствуют местам установки тензодатчиков) при фикси-
фиксированных параметрах нагружения показали, что применение шар-
шарнирных муфт и разрезных колец уменьшает напряжения в уплотни-
уплотнителе затвора при его перекладках более чем в два раза.
Принцип центровки усилия герметизации элементов затвора
путем установки шарнирной муфты между приводным и герметизи-
Рис. 4.1. Схемы центровки тарели
клапана:
а — по направляющей; б — по на-
направляющей со свободно качающей-
качающейся тарелью; в — по упругоподвешен-
ной втулке; г — с помощью шарнира
163
Рис. 4.2. Конструктивные схемы шарнирных муфт (а, б) и компенсационного сое-
соединительного устройства (в): J — седло корпуса; 2 — клапан; 3 —/Шток;
4 — штифт; 5 — П-образная втулка; 6 — переходник; 7 — сферический зацеп;
8 — резьбовый подпятник; 9 — кольцо направляющее разрезное; 10 — поршень
рующим органами реализован в дренажном клапане (рис. 4.4) [109].
Клапан используется при захолаживании криогенных систем ряда
объектов. Он содержит корпус с размещенным в нем запорным ор-
органом 2. Последний шарнирно через шток 3 соединен с поршневым
приводом 4, центрированным соосно относительно корпуса 1 и
фланца 6. Теплоизоляция поршневого привода осуществляется с
помощью сильфона 9, отделяющего управляющую полость от ра-
рабочей, и стеклотекстолитовых втулок 5 и 7. Перекладка запорного
органа 2 на седло / осуществляется при подаче в управляющую
полость давления от источника сжатого газа.
В работе [109] обоснована необходимость взаимной координа-
координации контактирующих поверхностей с целью исключения смещения
в окружном направлении зоны контакта уплотняющих поверхно-
поверхностей элементов затвора. Указанное смещение сопровождается из-
изменением ФАК элементов КУ в эксплуатации, обусловливающим
необходимость повышения усилия герметизации клапанных уплот-
уплотнений.
164
Q, ем3/мим
\
\
\
\
\
\
Ж*
/
\
\
Ну 32 мм
~ Т*293К
и
О 10 20 30 W 50 60
б
Рис. 4.3. Влияние конструктивной схемы элементов затвора на напряжения в зо-
зоне контакта клапан — седло (а) и утечку воздуха (б) при диаметральном зазо-
зазоре 226 мкм в сопряжении хвостовик клапана — направляющая: I — без шарнир-
шарнирной муфты и разрезных колец при ру - 6 МПа; П — с шарнирной муфтой при
ру - 6 МПа; Ш — с шарнирной муфтой и разрезными кольцами при ру - б МПа;
IV — с шарнирной муфтой и разрезными кольцами при ру - 4,5 МПа
Ю
Выход
Рис. 4.4. Конструктивная схема дренажного клапана: 1 — седло корпуса; 2 — за-
запорный орган; 3 — шток; 4 — поршневой привод; 5,7 — втулки теплозащитные
(из стеклотекстолита); 6 —фланец; 8 — пружина; 9 — сильфон; 10 — шарнир-
шарнирная муфта; 11 — уплотнитель (поликарбонат ПК-М-3)
165
Рис. 4.5. Конструктивные схемы обратных клапанов с координированными уплотня-
уплотняющими поверхностями: а — с фиксацией опорных витков пружины; б — с центри-
центрирующим штифтом; в — с шариковым механизмом фиксации цилиндрической пру-
пружины растяжения; 1 — седло корпуса; 2 — клапан; 3 — пружина; 4 — опора
шлицевая; 5 — подпятник; б — центрирующий штифт; 7 — направляющий паз
корпуса; 8 — шариковый механизм фиксации пружины
Практический интерес для проектировщиков запорной ар-
арматуры могут представить некоторые типы конструкций обрат-
обратных клапанов с координированной зоной контакта элементов
КУ (рис. 4.5). В конструкции обратного клапана, показанной на
рис. 4.5,а, координирование элементов КУ достигается за счет
жесткого соединения опорных витков пружины 3 с запорным
органом 2 и шлицевой опорой 4, поджатой пружиной к резьбо-
резьбовой опоре 5 и введенной в радиальное зацепление с последней
по шлицам [8]. В этой конструкции возможен ступенчатый раз-
разворот запорного органа 2 относительно седла 1 корпуса путем
фиксации резьбовой опоры в различных угловых положениях,
определяемых шагом шлицевого соединения. Ступенчатый раз-
разворот запорного органа относительно седла корпуса может
быть обеспечен путем изменения положения центрирующего
штифта 6 в одном из пазов, выполненных в корпусе (рис. 4.5,6).
166
Принцип действия механизма, представленного на рис. 4.5,в, осно-
основан на использовании цилиндрической пружины растяжения,
окончания которой жестко связаны с клапаном 2 и опорой 4У вы-
выполненной в виде шарикового механизма фиксации углового по-
положения элементов затвора.
Возможность смены углового положения контактирующих повер-
поверхностей седла и запорного органа друг относительно друга может
быть использована в процессе доводки герметичности КУ [109].
4.2. ПРЕДУПРЕЖДЕНИЕ И УСТРАНЕНИЕ СХВАТЫВАНИЯ,
АДГЕЗИИ И ЛЬДООБРАЗОВАНИЯ В ПЛУНЖЕРНЫХ
И ЗОЛОТНИКОВЫХ ПАРАХ
В работе [109] приведены результаты оценки эффективности
следующих приемов борьбы со схватыванием и адгезией в плун-
плунжерных и золотниковых парах клапанных устройств:
1. Увеличение зазора в сопряжении подвижных деталей (см.
табл. 4.1).
2. Уменьшение фактических площадей контакта (шарнирное
подвешивание подвижного элемента в направляющей, выполнение
лысок на штоке тарели клапана и др.).
Способ устранения схватывания и адгезии в подвижных сопря-
сопряжениях криогенной арматуры путем снижения ФПК поверхностей
сопряжения как элементов привода, так и элементов КУ реализо-
реализован в продувочном клапане (рис. 4.6). Клапан используется при
продувке гелием криогенных магистралей и их отделения от газо-
газовых линий продувки после завершения операции очистки внутрен-
внутренних полостей объектов. Он представляет собой нормально закры-
Выход
к 5
Рис. 4,6. Конструктивная схема продувочного клапана: 1 — корпус; 2 — сильфон-
ный привод; 3,7 — разрезные центрирующие кольца из поликарбоната ПК-М-3;
4 — запорный орган; 5 — уплотнитель (ПК-М-3); 6 — седло
167
тый обратный клапан с сильфенным приводом, создающим герме-
герметизирующее давление на уплотнителе тарели клапана на основе
поликарбоната [И].
Поскольку для обеспечения работоспособности конструкции в
условиях захолаживания корпусной арматуры водородом необхо-
необходим большой диаметральный зазор в сопряжениях, запорный орган
4 и подвижная часть сильфонного привода 2 центрируются в на-
направляющих на разрезных кольцах 7 и 5, выполненных также из
поликарбоната ПК-М-3.
3. Установка устройств (сильфонов, стеклотекстолитовых и
иных изоляторов) для защиты деталей сопряжений от захолажива-
захолаживания низкокипящим компонентом.
4. Заполнение зазоров сопряжения низкотемпературными смаз-
смазками и нанесение на контактные поверхности эластомерного уплот-
уплотнителя затвора пленочного полимерного покрытия (обычно поряд-
порядка 40 — 100 мкм из фторопласта-4), снижающими схватывание кон-
тактируемых поверхностей.
5. Повышение качества очистки внутренних полостей агрегатов
от атмосферного воздуха (влаги) перед подачей в них криогенного
продукта и его удаления после завершения работы для предупреж-
предупреждения льдообразования.
Эффективность продувки магистралей ряда криогенных сис-
систем газообразным гелием характеризуют зависимости концентрации
гелия от времени продувки полостей с жидким азотом при различ-
различной глубине застойной зоны (рис. 4.7). Анализ представленных за-
зависимостей показывает, что увеличение длины тупиковой зоны в
агрегате от 0,05 до 0,1 м и до 0,2 м обусловливает увеличение по-
потребного времени продувки (для получения концентрации гелия в
конце тупика, заполненного
жидким азотом, не менее 80%)
от 50 до 150 с и 600 с соответ-
соответственно, т.е. более чем в три и
десять раз. Это свидетельствует
о важности выбора средств очи-
очистки тупиковых полостей крио-
криогенных агрегатов.
Способ повышения качества
очистки внутренних полостей
агрегатов от атмосферного воз-
воздуха перед подачей криогенно-
криогенного продукта и его удаления по-
после завершения работы путем
продувки гелием тупиковых по-
полостей агрегата через выпол-
выполненную в деталях арматуры сие-
о 200 ш боо 800 то то г, с
Рис. 4.7. Зависимость концентрации ге-
гелия от времени продувки при различ-
различной глубине застойной зоны:
1 — глубина застойной зоны 0,05 м;
2 — глубина застойной зоны 0,1 м;
3 — глубина застойной зоны 0,2 м;
168
тему каналов (А, а, б, в, г, д, е), сообщающих указанные полости с
магистралью подвода гелия, реализован в ряде клапанных уст-
устройств агрегатов (рис. 4.8) [12, 109]. Указанные агрегаты предназ-
предназначены для перекрытия потока водорода в топливных магистралях
объектов. Указанный принцип повышения качества очистки внут-
внутренних полостей агрегатов использован в клапанах перекрывных,
имеющих идентичную конструкцию и отличающихся друг от друга
присоединительными местами и габаритами, обусловленными раз-
различием используемых сильфонных приводов для герметизации КУ
на основе поликарбоната ПК-М-3 (рис. 4.9).
Клапаны предназначены для открытия и закрытия магистралей
Продувка
в в
выход
Ру \ Управление
Рис. 4.8. Конструктивная схема перекрывного нормально открытого клапана:
1 — корпус; 2 — разрезное кольцо (при Ду - 32 мм — БрАЖ-9; при Ду - 50 мм —
ПК-М-3); 3 — сильфонный привод; 4 — штифт; 5, 9 — фланцы; 6 — уплотни-
уплотнитель (поликарбонат ПК-М-3); 7 — обратный клапан; 8 — шарнирная опора;
А, а — е — система каналов для продувки внутренней полости корпуса
подачи жидкого водорода в самолетных системах. Каждый из них
представляет собой нормально закрытый клапан с двумя сильфон-
ными приводами 3, 8. Первый привод предназначен для принуди-
принудительного открытия магистрали, а второй — для ее закрытия и гер-
герметизации клапанного уплотнителя. Оба привода центрируются в
корпусе 7, управляющее давление к ним подводится попеременно
со стороны штуцеров «Упр». Продувка внутренних полостей уст-
устройства осуществляется через размещенные в застойных зонах
169
сильфонов штуцеры «Продувка 1» и «Продувка 2» (на рис. 4.9 не
показаны). Уменьшению схватывания и адгезии в сопрягаемых по-
подвижных соединениях способствует «подвешивание» подвижных
звеньев E, 4, 5, 8) на разрезных полимерных кольцах 2.
Повышение качества продувки внутренних полостей крио-
Выход
Рис. 4.9. Конструктивная схема перекрывного нормально закрытого клапана:
/ — корпус; 2, 9 — разрезные центрирующие кольца (поликарбонат ПК-М-3);
J, 8 — сильфонный привод; 4 — толкатель; 5 — клапан; 6, 7 — пружина
генных агрегатов должно быть взаимосвязано с мероприятиями по
уменьшению объема управляющих и рабочих полостей, поскольку
запасы инертного газа на борту ЛА ограничены. Кроме того, умень-
уменьшение объема внутренних полостей агрегатов (достигаемое, как
правило, размещением в застойных зонах арматуры корпуса допол-
дополнительных вставок с малым удельным весом: капрон, фторопласт,
реже алюминиевый сплав) уменьшает время подготовки систем
ГТД к полету, упрощает технологию их очистки, уменьшает трудо-
трудоемкость и время вспомогательных операций по обслуживанию топ-
топливной системы ГТД перед запуском и после его останова.
*> Принудительные разрыв образовавшихся адгезионных связей
(схватывания) и устранение примерзания контактирующих деталей
(выполнение на центрирующих поверхностях различных проточек и
острых кромок, соскабливающих при движении образовавшийся
лед, и применение специальных механизмов подрыва адгезионных
связей в сопряжениях с использованием энергии извне).
Уменьшить или полностью устранить адгезию и примерзание
элементов КУ можно, сообщая поступательно перемещающимся
170
Вход
Выход ?.
Выход
Выход 1
Вход
Рис. 4.10. Конструктивная схема клапа-
клапана-мультипликатора: 1 — корпус;
2 — дроссель; 3 — микротурбина;
4 — пружина; 5 — запорный орган;
б — седло
выход
Вход
Рис. 4.11. Конструктивная схема нагне-
нагнетательного клапана: 1 — корпус;
2 —регулируемый дроссель; 3 — спи-
спиральная пружина; 4 — профильный ку-
кулачок; 5 — микротурбина; б —пружи-
—пружина; 7 — запорный орган
Bxodt
выход 1
Вход
Рис. 4.12. Конструктивная схема кла-
клапана-дозиметра: 1 — корпус; 2 — за-
запорный орган; 3 — пружина;
4,5 — элементы насоса; 6 — дрос-
дроссель; 7 — тахометрическое счетное
устройство; 8 — микротурбина
171
элементам винтовое движение, например, как в гидроцилиндре вы-
выпуска шасси самолета, эксплуатирующегося в условиях низких тем-
температур [109], в устройствах на базе микротурбин (рис. 4.10 — 4.12)
и вибродвигателей (рис. 4.13). Особенности конструирования уст-
устройств такого рода освещены в работе [109]. Однако в указанной
работе не указан радикальный путь устранения причин возникнове-
возникновения схватывания, адгезии и льдообразования в клапанных устрой-
устройствах, базирующийся на полном исключении из конструкций по-
подвижно-сопряженных и центрирующих пар.
В этой связи следует отметить эффективность применения
конструкций клапанных пар, в которых традиционные пары сколь-
скольжения заменены парами качения (рис. 4.14).
Широко распространены клапанные устройства, в которых в
отличие от КУ со стандартным исполнением хвостовика тарели,
центрирующегося в направляющей поверхности корпуса или сед-
седла, запорный орган выполнен в виде упругой диафрагмы 2, под-
поджимаемой к седлу 3 управляющим давлением (рис. 4.15,а) или
пружиной 4 (рис. 4.15,6).
Авторам представляется целесообразным проведение конст-
рукторско-эксплуатационных исследований по использованию в ка-
качестве запорных звеньев уплотнительных материалов капиллярной
структуры (пористых резин, металлорезины и пр.) и наборных па-
пакетов уплотнений из указанных материалов, например в виде набо-
3-0 гИ/,
Вход
Рис. 4.13. Конструктивная схема обратного клапана с элементами вибродвигателя:
1 — корпус; 2 — седло; 3 — запорный орган; 4 — внутренний электрод;
5, 8 — измерительные электроды; 6 — рабочий электрод; 7 — пьезоэлектриче-
пьезоэлектрический цилиндр; 9 — пружина; 70, 14 — усилители зарядов; 11 — блок сравнения;
12 — блок запуска; 13 — генератор высокочастотных колебаний
172
2 3 <*
Рис. 4.14. Конструктивная схема кла-
клапанного устройства на основе пары
качения: 1 — корпус; 2 — седло;
3 — пружина; 4 — подпятник;
5 — набор шариков; 6 — клапан
Выход
I /'
¦г
Г
%
\Вход
Вход
Рис. 4.15. Конструктивные схемы бесштоковых запорных устройств с упругой ди-
диафрагмой, поджимаемой к седлу управляющим давлением (а) или пружиной (б):
1 — корпус; 2 — диафрагма; 3 — седло; 4 — браслетная пружина
Управление
Выход
Рис. 4.16. Конструктивная схема
клапанного устройства с уплотните-
уплотнителем капиллярной структуры:
1 — корпус; 2 — уплотнитель;
3 — поршень; 4 — элемент предва-
предварительного поджатия уплотнителя
173
pa геометрически подобных э/астичных шариков, размещенных в
упругой оболочке (рис. 4.16). Принцип действия конструкций с ка-
капиллярным уплотнителем основан на его сжатии усилием привода
для исключения утечек среды через КУ и снятии усилия сжатия с
уплотнителя при необходимости прохождения среды через клапан-
клапанное устройство.
Известны попытки разработки конструкций КУ с бесштоковой
тарелью клапана на базе пружинно-амортизационной подвески
(рис. 4.17,а), тросиковой блочно-грузовой системы нагружения за-
затвора (рис. 4.17,6) и намагниченного шарикового клапана, пере-
перекладка которого с седла на седло осуществляется при помощи раз-
размещенных вблизи них постоянного магнита и периодически вклю-
включающейся электромагнитной обмотки (рис. 4.17,в).
Одним из эффективных способов борьбы с явлениями схваты-
схватывания, адгезии и льдообразования в сопряжениях подвижных звень-
Выжод
Выход
Рис. 4.17. Конструктивные схемы КУ с бесштоковой тарелью клапана: а — на ба-
базе пружинно-амортизационной подвески; б — на базе тросиковой блочно-грузо-
блочно-грузовой системы; в — на базе электромагнитной обмотки и постоянного магнита;
1 — корпус; 2 — седло; 3 — клапан; 4 — пружина; 5 — винт регулировки;
б — тросик; 7 — блок; 8 — постоянный магнит; 9 — обмотка электромагнита
174
ев клапанных агрегатов являет я применение конструкций, исклю-
исключающих проникновение в их внутренние полости конденсата и ино-
инородных частиц (пыли, продуктов выхлопа двигателей и пр.) из ок-
окружающей среды. Дренажные полости агрегатов сообщаются с окружа-
окружающей средой через специальные гидравлические «замки» или вспомо-
вспомогательные клапаны, открывающиеся при наличии в агрегатах избыточ-
избыточного давления. Между срабатываниями вспомогательный клапан предо-
предохраняет внутренние полости устройства от проникновения в них кон-
конденсата и других примесей из окружающей среды (рис. 4.18) [20].
Такое пневматическое клапанное устройство работает следую-
следующим образом. При превышении допустимого давления рабочей сре-
Рис. 4.18. Конструктивная схема пнев-
пневматического клапанного устройства:
1 — корпус; 2, 10 — седло; 3 — вход-
входной патрубок; 4 — стопор хода плун-
плунжера; 5 — пазы для прохода рабочей
среды; б, 9 — клапан; 7 — стопор хо-
хода клапана 9; 8 — резьбовой хвосто-
хвостовик; 11 — выходной патрубок;
72, 14 — пружина; 13 — плунжер
вход
ды происходит резкое срабатывание плунжера 13, сопровождающе-
сопровождающееся ударом торца упора 4 о поверхность запорного органа б, кото-
который в результате этого и под действием входного давления начи-
начинает отрываться от седла 2, преодолевая силы инерции и силы тре-
трения покоя в сопряжении запорный орган б — корпус 1. Дальней-
Дальнейшее открытие происходит при воздействии перепада давлений ра-
рабочей среды на всю площадь запорного органа б. Одновременно с
этим при перемещении плунжера 13 происходит отход от торца
выходного патрубка 11 запорного органа 9, полость выходного пат-
патрубка 11 сообщается с атмосферой.
175
После тогр как избыточное давление в системе примет заданное
значение, происходит резкое перемещение плунжера 13 в сторону
седла 2. При этом упор 7, соударяясь с торцом запорного органа б,
передает ему энергию движения плунжера 13, что повышает скорость
перемещения запорного органа б. При подходе запорного органа б к
седлу 2 и посадке запорного органа 9 на торец выходного патрубка
11 из общей массы подвижной системы отделяется масса плунжера
13, что снижает энергию движения запорных органов б и 9 при их
посадке соответственно на седло 2 и торец выходного патрубка.
4.3. РАЗГРУЗКА УПЛОТНЯЮЩИХ ПОВЕРХНОСТЕЙ КУ
ОТ СИЛОВОГО ВОЗДЕЙСТВИЯ РАБОЧЕЙ СРЕДЫ И
ПРЕДУПРЕЖДЕНИЕ САМОПРОИЗВОЛЬНОГО
СРАБАТЫВАНИЯ ИО ПРИ НЕЗАПЛАНИРОВАННОМ
ОТКЛЮЧЕНИИ УПРАВЛЯЮЩЕЙ ЭНЕРГИИ
В работе [109] показано, что обеспечение герметичности высоко-
нагруженных КУ агрегатов при рабочем давлении свыше 20 МПа не-
неразрывно связано с решением проблемы разгрузки уплотняющих по-
поверхностей от воздействия высокого входного давления среды. Для
уменьшения осевых сил в зоне контакта уплотнительных элементов
рекомендуется использование рычажных систем и дифференциаль-
дифференциально-поршневых механизмов, разгружающих КУ от воздействия рабочей
среды [2, 4]. Следует отметить, что конструктивное исполнение кла-
клапанных устройств на базе рычажных систем отличается большим мно-
многообразием и широким диапазоном применения. К достоинствам ры-
рычажных систем в отличие от золотниковых, сильфонных и мембран-
мембранных механизмов следует отнести простоту конструктивной схемы, вы-
высокую надежность и сравнительно невысокую стоимость.
В работе [109] также обоснована наметившаяся в двигателест-
роении тенденция перехода от агрегатов циклического управления
(АЦУ), принцип действия которых основан на подводе управляю-
управляющей энергии в течение всего цикла удержания запорного органа в
требуемом положении, к агрегатам импульсного управления
(АИУ), обеспечивающим перекладку и самоудержание запорного
органа в требуемом положении путем подачи кратковременного уп-
управляющего сигнала (импульса). В указанной работе охарактеризо-
охарактеризованы известные в настоящеее время в промышленности конструк-
торско-технологические и эксплуатационные приемы повышения
экономичности работы приводных устройств криогенной запорной
арматуры.
При конструировании современных АИУ используется не-
несколько основных принципов [109]:
176
Выход 1
W
5 Ч
2f 20
Выход2
Вход
Рис. 4.19. Конструктивная схема электромагнитного клапанного распределителя: 1 — корпус; 2 — толкатель;
5, 22 — клапаны; 4, 21 — дренажные запорные органы; 5, 7, 18, 20 — пружины; 6, 8, 9, 16, 17, 19 — система каналов;
10, 15 — штоки электромагнитов; И, 14 — клапаны; 12, 13 — управляющие полости; 23, 24 — поршни
а) применение энергии рабочей среды; подводимой к входу аг-
агрегата;
б) применение силовых приводов с автоматическим фиксирова-
фиксированием концевых положений НО;
в) реализация магнитных, тепловых и прочих эффектов в эле-
элементах конструкции и перераспределения параметров управляю-
управляющей и рабочей среды в процессе срабатывания ИО.
В агрегатостроении наиболее распространены первых два на-
направления, третье применяется значительно реже из-за необходи-
необходимости проведения многочисленных опытно-исследовательских ра-
работ и стендовых испытаний арматуры на соответствие предъявляе-
предъявляемым требованиям.
Принципы разгрузки уплотняющих поверхностей клапана от дей-
действия давления рабочей среды и исключения самопроизвольной пере-
перекладки ИО при незапланированном отключении электрической энер-
энергии реализованы в электромагнитном клапанном распределителе
(рис. 4.19). Распределитель предназначен для управления работой пу-
скоотсечных криогенных клапанных устройств путем подачи в них и
дренирования сжатого газа из гелиевой системы объекта. Отличи-
Отличительной особенностью распределителя, обеспечивающей реализацию
отмеченных принципов, является наличие дифференциально-порш-
дифференциально-поршневого механизма в группе перепускных и дренажных клапанов, кине-
кинематическая связь между которыми обеспечивает самоудержание ИО в
требуемом положении (режиме) при отключении электроэнергии от
управляющего электромагнита [6, 109].
4.4. КОРРЕКЦИЯ УСИЛИЙ ГЕРМЕТИЗАЦИИ
ПРИ ИЗМЕНЕНИИ ТЕМПЕРАТУРЫ РАБОЧЕЙ СРЕДЫ
Наблюдаемый рост утечек среды через КУ при изменении тем-
температуры обусловлен, как правило, изменением жесткости уплот-
нительных материалов в герметизируемом соединении. Причем
значительный рост утечек среды через уплотнения характерен для
клапанных устройств ГПТА, работающих в широком температурном
диапазоне. По сведениям авторов, результаты глубоких аналитиче-
аналитических и экспериментальных исследований данной проблемы в отече-
отечественной литературе отсутствуют, а в известных работах в основ-
основном приведены инженерные решения отдельных задач.
В частности, в работе [109] приведены особенности конструи-
конструирования КУ с биметаллическими пружинными переключателями,
корректирующими усилие герметизации уплотнителя, которое со-
создается силовыми пружинами, в соответствии с изменением темпе-
температуры рабочей среды [10, 93].
178
Известен способ герметизации клапанного устройства, осно-
основанный на нагреве контактирующих поверхностей клапана и седла
до температуры, не превышающей предельную (вызывающую недо-
недопустимые температурные напряжения в материале). Нагрев поверх-
поверхностей позволяет значительно (иногда на порядок) снизить потреб-
потребное давление герметизации в зоне контакта седла с клапаном [109].
Однако изменение температуры рабочей среды в процессе эксплу-
эксплуатации при постоянном нагреве уплотнительных поверхностей до
температуры, близкой к предельной, может привести к тому, что
температура последних станет выше предельной. А это при нали-
наличии значительного усилия на уплотнительных поверхностях обус-
обусловливает появление в полимерных уплотнителях остаточных де-
деформаций, что снижает долговечность уплотнителя.
Кроме того, этот способ герметизации требует значительных
теплозатрат, поэтому реализовать его в устройствах систем ЛА
трудно. В этих условиях целесообразно применение механизмов
коррекции, регулирующих расход теплоносителя для нагрева по-
поверхностей в зависимости от фактической температуры рабочей
среды и обеспечивающих уменьшение герметизирующего усилия
при росте температуры среды или увеличение усилия при сниже-
снижении температуры. Примером такого механизма может служить уст-
устройство, конструктивная схема которого представлена на рис. 4.20.
Устройство включает корпус 2, герметично состыкованное с кор-
корпусом седло 7, в котором размещен уплотнитель 25, герметично за-
закрепленный на неподвижных У-образных седлах 22 и 27 в сопрягае-
сопрягаемых деталях 7, 20 при помощи гаек 5, 4 соответственно. Уплотнитель
23 введен в контакт с клапаном 5, который нагружен в сторону под-
жатия к седлу 7 пружиной 6 и упруго связан с корпусом 2 при помо-
помощи сильфона 7. В корпусе 2 при помощи герметично стыкуемой
крышки 19 образована герметично разобщенная с рабочим трактом
клапанного механизма камера 18, одной из внутренних стенок ко-
которой служит кольцевая поверхность уплотнителя 23. Камера 18
имеет два канала: канал 17 подвода теплоносителя (теплосодержа-
щего продукта) и канал отвода 16 (дренирования) теплосодержа-
щего продукта. Введенное в клапанный механизм устройство гер-
герметизации поверхностей клапана 5 и седла 7 при изменении темпе-
температуры рабочей среды включает размещенный между клапаном 5 и
седлом 7 биметаллический упругий элемент 77 (в виде набора та-
тарельчатых шайб). Элемент 77 с одной стороны через толкатель 10,
по резьбе ? зафиксированный в теле клапана 5, передает послед-
последнему усилие, противоположное по направлению усилию пружины 6,
а с другой стороны воздействует на шток 72, герметично уплотнен-
уплотненный относительно камеры 18 при помощи сильфона 13. В исходном
положении шток 72 относительно клапана 5 уравновешен при помощи
вспомогательной цилиндрической пружины сжатия 14. Окончание 75
179
Вход
10
21
Вход 1
Рис. 4.20. Конструктивная схема автоматического клапана с механизмом
коррекции расхода теплоносителя на нагрев уплотнения
штока 12 выведено в камеру 18 и образует с каналом 17 подвода теп-
теплоносителя рехулируемое дроссельное устройство. В устройстве пре-
предусмотрена установка стопорного кольца 8, обеспечивающего фикса-
фиксацию тарельчатых шайб биметаллического упругого элемента 11 при его
нагружении в процессе сборки устройства. Это исключает самопроиз-
самопроизвольное взаимное смещение шайб элемента 77 в направляющей повер-
поверхности штока 12 при совершении клапаном 5 полного рабочего хода на
открытие при достижении на входе давления рабочей среды величины
давления открытия устройства Величина давления открытия обеспечи-
обеспечивается предварительной настройкой пружин и упругого биметалличе-
биметаллического элемента в процессе сборки.
Перед подачей на вход устройства рабочей среды предвари-
предварительно от линии циркуляции (обычно насосной системы замкнуто-
180
го типа, вход и выход которой сообщены с прокачиваемой камерой
18) к штуцеру 17 подводится, а от штуцера 16 отводится теплоно-
теплоноситель — теплосодержащая среда. Этим обеспечивается нагрев
уплотнителя 23 до температуры, близкой к температуре теплоно-
теплоносителя, а следовательно, достигается уменьшение потребного уси-
усилия герметизации по паре клапан 5 — уплотнитель 23 седла 1. По
завершении нагрева уплотнителя 23 на вход устройства подается
давление рабочей среды. При этом устройство реагирует на изме-
изменение температуры рабочей среды на входе следующим образом.
Бели температура рабочей среды на входе повысится (уменьшит-
(уменьшится), то увеличится (уменьшится) теплоприток к уплотнителю 23 и
потребность в нагреве его теплоносителем снижается (повышает-
(повышается). Очевидно также, что в этом случае усилие прижатия поверх-
поверхностей клапана 5 и седла 1 для обеспечения принятой степени
герметичности соответственно уменьшается (увеличивается).
Данные особенности работы уплотнителя 23 при изменении
температуры среды на входе учитываются при помощи биметалли-
биметаллического упругого элемента 11. При повышении температуры рабо-
рабочей среды его соевые размеры увеличиваются, а следовательно,
увеличивается и развиваемое им усилие. Вследствие этого возра-
возрастает усилие толкателя 10, воздействующего на клапан 5, что раз-
разгружает уплотнитель 23 от усилия пружины 6. При этом шток 12,
противодействуя пружине 14, займет новое устойчивое положение,
двигаясь вниз, при котором дроссельное окончание 15 уменьшит
площадь проходного сечения канала 17, причем чем более нагрета
рабочая среда на входе, тем значительнее прикрывается проходное
сечение канала 17 и уменьшается расход теплоносителя на нагрев
уплотнителя 23. При чрезмерном нагреве рабочей среды подвод
теплоносителя полностью прекращается. При уменьшении темпе-
температуры рабочей среды на «Входе» осевые размеры биметаллическо-
биметаллического упругого элемента 11, а следовательно, и развиваемое им уси-
усилие уменьшаются. Вследствие этого вновь увеличивается усилие
поджатия поверхностей клапана и седла, а также увеличивается
площадь проходного сечения канала 17, подводящего теплоноси-
теплоноситель для обогрева уплотнителя 25.
В ряде случаев в качестве теплоносителя можно использовать
непосредственно рабочую среду, подводимую к входу клапана,
предварительно подогрев ее в теплообменнике. Конструктивные
решения таких устройств базируются на применении блоков обрат-
обратных клапанов и термоклапанов..
По имеющимся у авторов сведениям, положительные результа-
результаты получены во ВНИИ «Криогенмаш» при исследовании эффектив-
эффективности разогрева уплотнений затворов за счет волновых автоколеба-
автоколебательных процессов, возбуждаемых скачками уплотнений в недорас-
ширенных струях при истечении газа через сопло клапанного агре-
181
гата. В основе таких конструкций — использование эффекта Гарт-
мана — Шпренгера для резонансных трубок с закрытой выходной
частью.
4.5. УМЕНЬШЕНИЕ УДАРНЫХ НАГРУЗОК
ПРИ СРАБАТЫВАНИИ И ТРАНСПОРТИРОВКЕ
КЛАПАННЫХ УСТРОЙСТВ
В работе [109] описаны основные приемы конструкторской ре-
реализации различных способов снижения ударных нагрузок с по-
помощью управления-динамических сил в клапанных механизмах [2,
4, 8, 9, 12, 15, 18 и др.].
Принцип уменьшения ударных нагрузок в зоне контакта эле-
элементов КУ при срабатывании с помощью управления диссипатив-
ной силой положен в основу работы предохранительного клапана
(рис. 4.21). Клапан предназначен для сброса избыточного давления
из топливных водородных магистралей объектов [109]. В корпусе У
устройства центрирован запорный орган 6 с уплотнителем на осно-
\Влод
Рис 4.21. Конструктивная схема предохранительного клапана: У — корпус;
2 — сильфон, армированный металлическими кольцами; 3 — пружина;
4 — гайка; 5 — демпферная камера; 6 — запорный орган; 7 — уплот- ^
нитель (поликарбонат ПК-М-3); 8 — дросселирующее сечение
ве поликарбоната ПК-М-3. В дренажной магистрали размещен блок
пружин 5. Разделение рабочей и дренажной плоскостей осуществ-
осуществлено с помощью однослойного сильфона 2 малой жесткости, арми-
армированного стальными кольцами. Внутренняя полость сильфона 2
образует с корпусной арматурой демпферную камеру 5 с дроссели-
дросселирующим отверстием 5. Площадь проходного сечения отверстия 8
182
обеспечивалась конструктивно не более 0,21 см2 из условия огра-
ограничения скорости посадки запорного органа 6 на седло корпуса 7
приблизительно 0,1...0,15 м/с.
Принцип уменьшения ударных нагрузок в зоне уплотнения при
срабатывании КУ с помощью управления уровня сил трения в сое-
соединении запорный орган — направляющая положен в основу рабо-
работы предохранительных клапанов. Клапаны предназначены для
стравливания в атмосферу избыточного давления газа из топлив-
топливных баков самолетов*(рис. 4.22). Во внутренней полости корпуса 14
размещены резьбовое седло 76, клапан 72, рабочая 10 и центриру-
центрирующая 3 пружины. Для предохранения пружины 10 от скручивания
9 Ю
11 12 13 14 15 16
I /
Вход
Рис. 4.22. Конструктивная схема предохранительного клапана:
1 — дроссель; 2 — центрирующая опора; 5, 10 — пружина; 4, 11 - опорные шай-
шайбы; 5 — регулировочная втулка; 6 — гайка; 7 — распорная шайба; 8 — цанга;
9 — манжета; 12 — клапан; 13 — стакан; 14 — корпус; 15 — гайка; 16 — седло
при движении клапана 12 (в том числе от скручивания при регули-
регулировке) установлены шайбы 4, 11. В агрегате имеется демпфирую-
демпфирующее устройство. Оно включает цангу 8, фторопластовую F-образ-
ную манжету 9, распорную шайбу 7, которые установлены на ста-
стакане 13 и поджаты гайкой б, и дроссель 7. Пружина 5, установлен-
установленная между опорой 2 и регулировочной втулкой 5, противодействует
опрокидывающему моменту на клапане 12 от бокового усилия ра-
рабочей пружины 10. Это обеспечивает равномерное прилегание кла-
183
пана к седлу по всему периметру. Крепится стакан 13 в корпусе 14
при помощи гайки 75.
Устройство работает как клапан прямого действия с подачей
давления под золотник. Демпфирование запорного органа на пере-
переходных режимах, включая момент посадки клапана на седло, осу-
осуществляется перепуском рабочего давления из демпферной камеры
в рабочий тракт через дроссель 1. Повышение рабочего давления в
демпфирующей камере при движении клапана 12 к седлу 16 со-
сопровождается дополнительным поджатием манжеты 9 к внутрен-
внутренней стенке клапана 12. что увеличивает силы трения в сопрягаемых
элементах. Это благопрепятствует снижению динамических нагру-
нагрузок в зоне уплотнителя в момент посадки клапана на седло.
Принцип уменьшения ударных нагрузок в зоне уплотнителя
при срабатывании агрегата с помощью изменения сил трения в со-
соединении запорный орган — направляющая (рис. 4.22) положен в
основу работы ряда топливных агрегатов с манжетным устройством
на базе резиновой смеси ИРП 1078 по ТУ 380051166-73 с рабочими
средами типа керосин Т-1 (ТС-1) в температурном диапазоне
213...333 К.
В работе [109] показано, что в основу управления инерционной
нагрузкой в клапанных звеньях положен принцип разделения масс
подвижных частей привода и элементов затвора для обеспечения
быстрого разгона и уменьшения ударной нагрузки при посадке кла-
клапана на седло. В большинстве случаев это достигается уменьшени-
уменьшением движущейся к седлу массы в моменты ее разгона и торможения.
Известные конструкции двухмассных моделей приводов клапанного
устройства [8, 109] имеют ограниченные возможности, так как мас-
массы делятся не более чем на две части, т.е. обеспечивается сравни-
сравнительно грубая регулировка.
На рис. 4.23 представлена более совершенная многомассная
модель управляемого клапана, в которой число дискретных масс не
зависит от конструкции. Особенностью конструкции является ис-
исполнение составных звеньев 4, 5, 6, 7 в виде совокупностей порш-
поршней, соединенных между собой через упругие газопроницаемые
прокладки 9, которые изготовлены, например, из МР. Все лолости
между соседними поршнями сообщаются с помощью дроссельных
отверстий. Поршни образуют ступенчатый вал, диаметр ступеней
которого убывает в сторону седла. Новым является функциональ-
функциональное взаимодействие составных звеньев, обеспечивающее последо-
последовательно устранение (выбор) зазоров 5 между поршнями и осевых
перемещений ft поршней (рис. 4.23,а) при соответствующем пере-
перераспределении кинетической энергии движущегося затвора на ра-
рабочем ходе (рис. 4.23,6).
Одним из эффективных способов управления динамическими
системами является введение в их структуру инерционных связей,
184
Уприбление
to
Рис. 4.23. Многомассная модель управляемого клапана: а — конструктивная схе-
схема; б — изменение массы привода и уровня кинетической энергии на рабочем хо-
ходе клапана; 1,8 — корпус; 2 — седло; 3 — пружина; 4 — 7 — составные элемен-
элементы привода (запорного органа) в виде ступенчатого вала; 9 — упругие газопрони-
газопроницаемые прокладки; 10 — дроссель
обеспечивающих рассеивание энергии движущегося к седлу клапа-
клапана путем преобразования его поступательного движения в иные
формы движения. Интерес к указанным механизмам особенно воз-
возрос в последние годы в связи с созданием систем защиты от виб-
вибрации с изменяемыми динамическими характеристиками [109].
185
Для обеспечения устойчивости работы автоматической запор-
запорной арматуры на переходных режимах необходимо ее демпфирова-
демпфирование, которое реализуется двумя способами.
Первый способ — применение новейших конструкций автома-
автоматических клапанов, обеспечивающих более высокие показатели на-
надежности и динамического качества по сравнению с находящимися
в эксплуатации агрегатами. В таких конструкциях могут быть ис-
использованы рычажно-шарнирные механизмы с симметричным [2]
или с асимметричным [4] расположением элементов запорной пары
и пружинного элемента, уменьшающие амплитуду колебания по-
подвижных масс клапана.
Второй способ — использование в конструкциях ГПТА пнев-
модемпферов, демпферов сухого трения и виброизоляторов, жест-
жесткость которых меньше жесткости контактируемых элементов за-
запорной пары. Как показала эксплуатация ряда предохранительных
клапанов авиационных систем, среди динамических характеристик
агрегатов наибольший интерес представляют зависимости переме-
перемещения регулирующего органа от параметров переходного процес-
процесса (см. гл. 2). Исследование указанных зависимостей позволяет
достаточно точно и быстро определить границы устойчивой рабо-
работы системы и при необходимости изменить конструкцию демпфе-
демпфера. На рис. 4.24 представлены конструктивная схема предохрани-
предохранительного серийного клапана, аналитически и экспериментально
полученные характеристики переходного процесса [30, 57, 89). На
рис. 4.24,а обозначено: VT, pT — объем подводящего трубопровода
и давление в нем; Vn, pu — объем непроточной полости и давле-
давление в ней; бж — расход среды через жиклер. Характеристики сни-
снимались при номинальном давлении 0,024 МПа (при скачкообраз-
скачкообразном изменении подачи воздуха компрессором 0...0,056 кг/с) и из-
изменении следующих параметров: коэффициента вязкого трения
A0...150 Н • с/м), коэффициента аэродинамической силы @,3...0,7)
и силы трения A...4 Н).
Динамические характеристики предохранительного клапана пол-
получены в результате решения на ЭВМ системы модифицированных
дифференциальных уравнений B.10) — B.12). Анализ графиков по-
показывает, что отсутствие пневмодемпфера (рис. 4.24,б,в, кривая У)
обусловливает медленное расхождение пульсаций давления в систе-
системе с амплитудой 0,005 МПа и частотой 45 Гц. При введении пневмо-
пневмодемпфера система становится устойчивой, причем при значениях,
больших 10 Н- с/м, коэффициент вязкого трения на качество функ-
функционирования не влияет (рис. 4.24Дв, кривая 2). Введение пневмо-
пневмодемпфера не только устранило имевшиеся ранее автоколебательные
процессы, но и обеспечило также мягкую посадку клапана на седло.
Следствием этого явилось повышение ресурса плоской клапанной
пары металл — по металлу с 7 00 срабатываний до 13 000.
186
/v.
0,02
0,01
0
мпа
л
1
1
ЛЛ1ЛЛЛЛ
\yxfv\lvl \
\ 1 *
/ 2
1 л Д Д j
V V V V
0,1 0,2 ttc
6
Рис 4 24 Предохранительный клапан с пневмодемпфером: а — конструктивная
схема G — корпус; 2 - седло; 5, 7 - пружины; 4 - корпус пневмодемпфера;
5 - манжета- б - жиклер; 8 - клапан); б - аналитически полученные характе-
характеристики переходного процесса; в — экспериментально полученные характеристи-
характеристики переходного процесса; F-0,005 м3, соР-270 Н/м A - без демпфера,/вт -0;
2-е демпфером, Д.т «100 Н с/ м )
Для автоматической клапанной арматуры очень важно увязать
динамическое качество переходных процессов с временем их про-
протекания. Поэтому определенный интерес представляют двухпози-
ционные полноподъемные автоматические клапаны, обладающие
наибольшим быстродействием [78, 109]. Срабатывание двухпозици-
онного клапана (рис. 2.25) характеризуется двумя фазами переме-
перемещения тарели клапана: фаза 1 — за счет повышения входного дав-
давления; фаза 2 — за счет увеличения площади тарели, испытываю-
испытывающей воздействие давления рабочей среды, и сил реакции потока
среды без повышения входного давления. Из рис. 4.25 следует, что
в фазе 1 коэффициент подъемной силы ц * 1 . При этом очевидно,
что рост газодинамической силы возможен только при повышении
давления перед клапаном. В фазе 2 коэффициент q > 1, что обес-
обеспечивает ускоренное открытие клапана без повышения входного
давления. На рис. 4.25 показано: а — зависимость скорости х от
сил Ргл и Pnv на рабочем ходе Я; б — изменение составляющих
подъемной силы Рпс (Ргд и Рпр) в зависимости от хода клапана И
при фиксированном входном давлении р\ в — зависимость входно-
входного давления р, при котором происходит нарастание силы Рах, от
187
•
Рцстт
Р <
Ртах
Ро
0
6
<L
0
г
\
Hi
р
2
h
>
9
*****
Иг
Н
X
X
X
т х
Фаза 2
Рис. 4.25. Изменение параметров х, Р0.с , Р,
Ф в характерных фазах рабочего хода Я
188
хода Я; г — изменение коэффициента подъемной силы <р в зависи-
зависимости от хода Я (*8 «1 = I "^1 < ° и t^(X2=^ > 0) .
Время открытия клапана ц может быть определено из уравне-
уравнения движения B.10) при нулевых начальных условиях:
^РО, D.1)
где х if) — текущее значение перемещения тарели клапана, отсчи-
отсчитываемого от седла клапана ( 0 < х < Я ).
В силу нелинейности коэффициента подъемной силы ср(дс) и
выражения силы трения Ртр [57] уравнение B.10) нелинейно. Поэ-
Поэтому в общем виде точное его решение при различных законах из-
изменения ф(х) получить не удается. На практике решение может
быть получено численным методом с использованием ЭВМ, кото-
который позволяет учитывать влияние многих факторов, определяющих
перемещение упруго-подвижной системы клапана. Однако это до-
достоинство далеко не всегда реализуется на стадии разработки
принципиально новых конструкций клапанов, а также при проведе-
проведении качественного анализа зависимости характеристик клапана от
конкретных конструкторских решений и, в частности, его быстро-
быстродействия. Поэтому с практической точки зрения представляется
целесообразным использовать упрощенную математическую мо-
модель процесса перемещения упруго-подвижной системы клапана.
Принимая, что силы инерции много больше сил трения и веса,
т.е.
жж(Рх. лж
M-j?> Mg,
/fir
определяем периоды времени t\ и ?2> в течение которых ход та-
тарели клапана составит Н\ и Яг, что соответствует фазам 1 и 2
(рис. 4.25). При этом заметим, что
Я'+Я2=Я; D.2)
Линеаризуем уравнения B.10) при движении в фазе 1, раскла-
раскладывая функцию ф(х) по степеням малых отклонений в ряд Тейлора
в окрестности точки х - 0. Ограничиваясь двумя первыми членами
разложения и принимая давления р\ и Р2 неизменными, получаем
189
D.3)
где х = (fix/ dfi; ( Лр/ dx )Q — тангенс угла наклона касательной к
кривой (рис. 4.25,г) в точке х = 0.
Очевидно,^что для точки л; = 0
С учетом условий D.4) уравнение D.3) примет вид
*+«о? = /ь D.5)
-р — абсолютное значение производной в точке х = 0.
В фазе 1 при щ > 0 уравнение D.5) описывает гармонические ко-
колебания тарели клапана. При наличии внешних вибронагрузок или же
при периодическом срыве вихрей в дорожках Кармана [113], образую-
образующихся при обтекании рабочей средой тарели, с частотой, равной или
кратной величине щ, может быть достигнуто состояние резонанса,
при котором упруго-подвижная система клапана будет совершать ко-
колебания со значительной амплитудой. В этом случае удары тарели о
седло мо\ут привести к выходу из строя уплотнительных поверхно-
поверхностей затвора и стать причиной отказа клапана [109].
Решение уравнения D.5) при начальных условиях D.1) имеет
вид
*i= -\+ A sin(ЮхГч- ф), D.6)
Ш1
где А и ф — постоянные итегрирования.
С учетом начальных условий D.1) выражение D.6) примет вид
*!= ^A- coso)^) D.7)
190
и соответственно
x^^j-sinatf; D.8)
х\ = /i sin <Bif. D.9)
Время t\ определится из выражения D.7) при условии х - Н\:
Нха?х Л
D.10)
ш1 у л j
При этом в точке х = Щ тарель клапана будет иметь скорость
Л .
wriarcc°V~ /Tj} Dл1)
Для исследования движения тарели в фазе 2 линеаризуем
уравнение B.10), разложив выражение коэффициента подъемной
#2
силы в ряд Тейлора в окрестности точки х2 = Н\ + — и ограничив-
шись первыми двумя членами разложения. В этом случае имеем
:-*2), D.12)
где (йф/ dx )з — тангенс угла наклона касательной к кривой ср(х) в
точке Х2 = Н\ + — .
С учетом выражения D.12) уравнение движения тарели клапа-
клапана в фазе 2 ( Н\ < х < Н2 ) имеет вид
Мх+ с- (P\~P2)F -? \x=(pi-p2)F
х + Г с - (рх - р2) F Ш\ ~\х =
или f
^ /2) D.13)
где
2 с- (Pi-p2)f(d(p/dxJ
2= ^ ;
2 (Pip2)(pJ
«2= ^ ; D.14)
191
/2=
[<P(*2)-
D.15)
Начальные условия для уравнения D.13) запишутся в виде
f=0;
/. Г ( нМ)] D16)
x=x\(t\)= —sin arccos 1- , .
щ I { Л j] J
Вид решения уравнения D.13) определяется знаком с^ в зави-
зависимости D.14).
При 0J> 0, т.е. о (р\ - p2)F(d(p/dxJ , уравнение D.13) име-
имеет решение в виде
h А . t ч ,Atns
х2= —7Z+ А2 sin ((utf + Ф2), D.17)
где А2 и ф2 — постоянные итегрирования, определяемые с учетом
начальных условий D.16) как
А2=
cujcos arctgl -
/2
— скорость тарели клапана в конце фазы 1, определяемая из
выражения D.11).
Время, в течение которого тарель клапана пройдет ход H2i оп-
определится из выражения D.17)
*2= — arcsinf ^- р V
2 0J [ уА2 ]
Таким образом, с точностью, обусловленной принятыми нами
допущениями, время t, в течение которого тарель клапана подни-
поднимется на высоту Я, определяется временем движения t\ в фазе 1
согласно выражению D.10) и временем движения t2 в фазе 2 в со-
соответствии с зависимостью D.18). Весьма важно с точки зрения
практической реализации соотношений t\+ t2= t и Н\+ Н2= Н оп-
определить характерные фазы движения золотника и правильно вы-
192
брать те из них, которые оказызают существенное влияние на быс-
быстродействие золотника.
Практика показывает, что у предохранительных клапанов пол-
полноподъемного типа, в которых максимально используется динами-
динамическое воздействие потока на золотник, время открытия клапанов
в фазе 1 @,034 с) приблизительно в три раза больше времени от-
открытия в фазе 2 @,012 с). Отсюда следует, что уменьшения време-
времени открытия клапанов следует добиваться путем уменьшения его в
фазе 1. При этом согласно выражению D.10) следует увеличивать
собственную частоту o>i упруго-подвижной системы клапана. Прак-
Практическая реализация этого положения осуществляется путем уста-
установки верхнего регулировочного кольца на золотник или нижнего
регулировочного кольца на седло. Это приводит к увеличению ко-
коэффициента подъемной силы ср, более интенсивному его измене-
нию в зависимости от перемещения (
произведения F
dx
<** 0
), а также к увеличению
и, как следствие, к уменьшению времени t\
в фазе 1.
Однако отмеченные конструкции имеют ряд недостатков, ог-
ограничивающих область их применения. Так, использование регу-
регулировочных колец наряду с повышением значения коэффициен-
коэффициента подъемной силы и, следовательно, быстродействия клапана в
фазе открытия приводит к уменьшению давления обратной по-
посадки золотника на седло в фазе закрытия [58]. При этом рабо-
рабочая среда из обслуживаемой системы сбрасывается больше, чем
это необходимо. Отсюда очевидна целесообразность, а порой не-
необходимость управления значением коэффициента q> на рабочем
ходе Н золотника.
Наиболее распространенным способом обеспечения оптималь-
оптимального закона движения золотника является уменьшение массы М
подвижных частей клапана. Однако уменьшение массы подвижных
частей клапанов имеет пределы, обусловленные, с одной стороны,
геометрическими размерами перекрываемого тракта и элементов
КУ, а с другой — требованиями обеспечения устойчивой работы
упруго-подвижной системы клапана. Весьма перспективно умень-
уменьшение массы нагружающего элемента путем использования «газо-
«газовых» пружин (давления сжатых газов).
Однако при разработке автоматических клапанов предпочтение
отдается металлическим пружинам сжатия. Отчасти это связано с
очевидным усложнением конструкции (герметизация полостей «га-
«газовой» пружины, потребность в запитывающей газовой магистрали,
повышенная чувствительность газовой среды к перепаду окружаю-
окружающей температуры и п.), а также с менее низкой надежностью «га-
193
зовых» пружин по сравнению с металлическими, т.е. внезапная раз-
разгерметизация газовых полостей способна вызвать отказ агрегата
или системы в целом. В силу указанных причин во многих авиаци-
авиационных ОКБ неохотно заменяют традиционные металлические пру-
пружины сжатия «газовыми» пружинами.
В большинстве случаев неприемлем также путь повышения бы-
быстродействия срабатывания автоматических клапанов за счет уве-
увеличения площади поперечного сечения золотника F (или условно-
условного диаметра проходного тракта клапана Ду). Так, из соотношений
[46, 109]
следует, что при прочих равных условиях масса подвижных частей
М клапана увеличивается с увеличением Ду в большей степени,
чем подъемная сила Ргц. Следовательно, время срабатывания кла-
клапанов увеличивается при увеличении условного проходного сече-
сечения золотника.
Оптимальный закон движения золотника (с точки зрения бы-
быстродействия, экономичности и безударной посадки клапана на
седло) и соответствующие ему зависимости составляющих поло-
положены в основу ряда разработанных авторами агрегатов автомати-
автоматики с управлением газодинамической силой на рабочем ходе зо-
золотника [109].
Конструкции, использующие принцип регулирования парамет-
параметра на рабочем ходе золотника, можно подразделить на три основ-
основные группы:
с дросселированием среды на входе устройства [17];
с дросселированием среды на выходе устройства'[18, 19];
1 с управлением коэффициентом подъемной силы путем измене-
изменения геометрии движущегося золотника [109].
Примером устройств третьей группы может служить автомати-
автоматический пружинный клапан (рис. 4.26). Он включает в себя диск в
виде разгруженных от воздействия рабочей пружины 5 секторов 75,
поджатых при помощи браслетной пружины 4 к конусной поверх-
поверхности резьбового упора 9. При превышении усилия от действия
входного давления среды на тарель 77 противодействующего уси-
усилия пружины 5 клапан открывается. Отход тарели 11 от седла 1
сопровождается вследствие воздействия конусных поверхностей
секторов 75 и элемента 9 выдвижением секторов 75 в радиальном
направлении. Это приводит к увеличению эффективной площади
тарели 77 и повышает быстродействие срабатывания клапана при от-
открытии. При движении тарели 77 в сторону седла 7 на фазе закрытия
происходит радиальное движение спекторов 77 к исходному положе-
194
нию. При этом уменьшается эффективная площадь тарели //, что
благоприятствует быстродействию затвора при закрытии.
Представляется перспективным, открывающим широкие воз-
возможности, направление в проектировании агрегатов автоматики,
основанное на выполнении золотника в виде упруго-деформируе-
упруго-деформируемого наддуваемого элемента, внутренняя полость которого сообща-
сообщается с входным трактом дроссельным каналом.
Конструкция такого устройства (рис. 4.27) базируется на постоян-
постоянном подводе рабочей среды в полость А, давление которой в закры-
закрытом положении золотника обеспечивает дополнительную герметиза-
герметизацию КУ по месту контакта уплотнения 3 с седлом 2. При отходе
клапана от седла 2 давление в полости А ввиду его превышения дав-
давления в щели между седлом 2 и золотником 5 увеличивает угол ко-
конусности последнего за счет упругой деформации уплотнителя 3.
Выход
12
Рис. 4.26. Конструктивная схема ав-
автоматического пружинного клапана
с изменяемой геометрией запорного
органа: 1 — седло; 2 — силовые
окончания подпятника; 5, 13 — па-
пазы в секторах; 4 — браслетная пру-
пружина; 5 — рабочая пружина; б —
центрирующий подпятник; 7 — шай-
шайба; 8 — контргайка; 9 — резьбо-
резьбовой хвостовик; 10 — выходной пат-
патрубок; 11 — тарель; 12 — корпус;
14, 15 — набор секторов
Рис. 4.27. Конструктивная схема кони-
конического золотника пневмоклапана:
1 — корпус; 2 — седло; 3 — уплотни-
уплотнитель; 4 — пружина; 5 — резьбовой
хвостовик; 6 — дроссель; А — надду-
ваемая полость уплотнителя
195
Этим обеспечивается увеличение коэффициента подъемной силы,
а следовательно, повышается быстродействие золотника. По мере
подъема золотника давление по обе стороны уплотнителя 3 урав-
уравновешивается и он принимает исходную форму.
К достоинству конструкции следует отнести обеспечение мяг-
мягкой (безударной) посадки золотника на седло, увеличивающее срок
службы уплотнителя. Уменьшение скорости золотника перед по-
посадкой на седло обеспечивается увеличением разности давлений,
действующих по разные стороны уплотнителя при движении золот-
золотника к седлу. Рост давления в полости А сопровождается дефор-
деформацией уплотнителя 5. При этом происходит увеличение коэффи-
коэффициента ф, снижающее скорость движения золотника к седлу. Кро-
Кроме того, наличие в полости А сжатого газа обеспечивает дополни-
дополнительную амортизацию золотника в момент посадки, что также бла-
благоприятно сказывается на ресурсе элементов КУ.
Следует отметить, что динамические характеристики двухпо-
зиционных предохранительных клапанов не могут быть опреде-
определены без учета силового воздействия потока рабочей среды на
подвижную систему клапана. Существующие полуэмпирические
методики расчета сил, действующих со стороны потоков рабочих
сред на золотник, не позволяют находить силовые характеристи-
характеристики рабочих сред в широком диапазоне изменения параметров их
состояния, что является причиной значительного расхождения
расчетных и фактических характеристик [58]. Кроме того, в про-
промышленности не ведутся планомерные многоцелевые исследова-
исследования газодинамических эффектов, характерных для золотника ав-
автоматического клапана. Поэтому устройства управления газоди-
газодинамической силой в фазах открытия и закрытия обеспечивают
оптимальный режим работы золотников с точки зрения быстро-
быстродействия, экономичности и ресурса.
ЛИТЕРАТУРА
1. Ах. 916858 СССР МКИ3 F 16K 31/12. Клапан с самоуправля-
самоуправляемым турбоприводом / О.П. Мулюкин, Э.Т. Камоцкий, Е.В. Зату-
ловский (СССР). — № 2961805/25-08; Заяв. 17.07.80; Опубл.
30.03.82, Бюл. №12.-3 с.
2. А.с. 974004 СССР МКИ3 F 16K 17/06. Предохранительный
клапан / О.П. Мулюкин, Н.Н. Коленко, Б.В. Затуловский и др.
(СССР). — № 3285529/25-08; Заяв. 28.04.81; Опубл. 15.11.82, Бюл.
№12. - 3 с.
3. А.с. 983440 СССР МКИ3 О 01В 7/00. Датчик контроля поло-
положения / Н.Г. Трофимов, О.П. Мулюкин, Б.В. Затуловский и др.
(СССР). — № 3310340/25-28; Заяв. 03.07.81; Опубл. 23.12.82, Бюл.
№47.-3 с.
4. А.с. 1000652 СССР МКИ3 F 16K 17/06. Предохранительный
клапан / О.П. Мулюкин, А.К. Дедков, Е.В. Затуловский (СССР). —
№ 3334314/25-08; Заяв. 04.09.81; Опубл. 28.02.83, Бюл. №8.-3 с.
5. Ас. 1038671 СССР МКИ3 F 16K 17/06. Подстраиваимое за-
запорное устройство / О.П. Мулюкин, Е.В. Тушов, А.Е. Амханицкий и
др. (СССР). — № 3441832/25-08; Заяв. 21.05.82; Опубл. 30.08.83,
Бюл. №32.-3 с.
6. Ас. 1044876 СССР МКИ3 F 16K 11/10. Электромагнитный
клапанный распределитель /Ю.И. Седов, О.П.Мулюкин, А.Ф. Кат-
Катков и др. (СССР). — № 3244967/25-08; Заяв. 24.12.80; Опубл.
30.09.83, Бюл. № 36. — 4 с.
7. А.с. 1122855 СССР МКИ3 F 16K 1/34. Затвор с механизмом
разгрузки при хранении и транспортировке / О.П. Мулюкин,
П.Ю. Жилюкас, А.Б. Пацявичус и др. (СССР). — № 3644888/25-
08; Заяв. 08.07.83; Опубл. 07.11.84,.Бюл. № 41. — 2 с.
8. Ас. 1142668 СССР МКИ4 F 15В 15/22. Исполнительный ци-
цилиндр / О.П. Мулюкин, Н.Н. Коленко, А.К. Дедков и др. (СССР). —
№ 3658606/25-06; Заяв 31.10.84; Опубл. 28.02.85, Бюл. №8.-3 с.
9. Ас. 1160161 СССР МКИ* F 161 9/00. Силовой цилиндр /
О.П. Мулюкин, И.Н. Рыжинский, А.Б. Пацявичус и др. (СССР). —
№ 3617959/25-06; Заяв. 08.07.83; Опубл. 07.06.85, Бюл. № 21. — 3 с.
197
10. А.с. 1179279 СССР МКИ4 О 05Д 7/06. Дренажно-предохра-
нительное устройство для криогенной системы / Д.Б. Чегодаев,
О.П. Мулюкин, Н.И. Степанов и др. (СССР). — № 3732411/24-24;
Заяв. 25.04.84; Опубл. 15.09.85, Бюл. №34.-2 с.
11. А.с. 1195105 СССР МКИ4 F 16K 24/00. Приводное устройст-
устройство продувочного клапана криогенной магистрали / О.П. Мулюкин,
Е.В. Тушов, Н.И. Степанов и др. (СССР). — № 3705289/25-08; Заяв.
28.02.84; Опубл. 30.11.85, Бюл. №44.-2 с.
12. А.с. 1196596 СССР МКИ4 F 16K 31/12. Привод клапана /
Д.Е. Чегодаев, О.П. Мулюкин, Ф.М. Шакиров и др. (СССР). —
№ 3752220/25-08; Заяв. 04.06.84; Опубл. 07.12.85, Бюл. №45.-2 с.
13. А.с. 1198306 СССР МКИ4 F 16K 17/04. Предохранительный
клапан / Д.Б. Чегодаев, О.П. Мулюкин, Ф.М. Шакиров и др.
(СССР). — № 3748032/25-08; Заяв. 30.05.84; Опубл. 15.12.85, Бюл.
№46.-2 с.
14. А.с. 1203300 СССР МКИ4 F 16K 17/04. Механизм разгрузки
затвора / О.П. Мулюкин, Д.Б. Чегодаев, В.Г. Алмазов и др. (СССР).
— № 3728843/25-08; Заяв. 25.04.84; Опубл. 07.01.86, Бюл. №1.-2 с.
15. А.с. 1221444 СССР МКИ4 F 16K 31/122. Безударный привод
клапана / Д.Е. Чегодаев, О.П. Мулюкин, (СССР). — № 3822940/25-
08; Заяв. 29.10.84; Опубл. 30.03.86, Бюл. №12.-3 с.
16. А.с. 1268984 СССР МКИ4 G 01M 14/00. Способ испытания
уплотнения клапана летательного аппарата и устройство для его
осуществления / О.П. Мулюкин, Д.Е. Чегодаев, Ф»М. Шакиров и
др. (СССР). — № 3786761/25-08; Заяв. 26.06.84; Опубл. 07.11.86,
Бюл. №. 41 — 3 с.
17. А.с. 1295124 СССР МКИ4 F 16K 17/06. Автоматический кла-
клапан / Д.Е.Чегодаев, О.П.Мулюкин, Ф.М.Шакиров, Н.Н.Коленко
(СССР). — № 3969301/31-08; Заяв. 29.10.85; Опубл. 07.03.87, Бюл.
№. 9. — 3 с.
18. А.с. 1302072 СССР МКИ4 F 16K 31/122. Пуско-отсеч-
ной клапан / Д.Е.Чегодаев, О.П.Мулюкин, Е.В. Тушов
(СССР). — № 3941854/25-08; Заяв. 05.06.85; Опубл. 07.04.87,
Бюл. №. 13. — 3 с.
19. А.с. 1303785 СССР МКИ4 F 16K 17/02. Клапан /
Д.Е.Чегодаев, О.П.Мулюкин, СВ. Осипов, Н.Н.Коленко
(СССР). — № 3957638/31-08; Заяв. 27.09.85; Опубл. 15.04.87,
Бюл. №. 14. — 3 с.
20г А.с. 1451397 СССР МКИ4 F 16K 17/04. Пневматическое кла-
клапанное устройство / Д.Е.Чегодаев, О.П.Мулюкин, П.М.Огар и др.
(СССР). — №. 4173147/40-29; Заяв. 04.01.87; Опубл. 15.01.89, Бюл.
№. 2 — 3 с.
21. Агрегаты пневматических систем летательных аппаратов
/Под ред. Н.Т.Романенко. — М.: Машиностроение, 1976.—176 с.
198
22. Адлер Ю.П., Маркова Е.В., Грановский Ю.В. Планирова-
Планирование эксперимента при поиске оптимальных условий. — М.: Наука,
1976. — 280 с.
23. Александров В.А., Карамышкин В.В. Конструкция аморти-
амортизаторов из вспененных материалов для транспортируемых прибо-
приборов. — М.: Машиностроение, 1985 — 80 с.
24. Беляев Н.М., Велик Н.П., Уваров ЕЖ Реактивные системы
управления космических летательных аппаратов. — М.: Машино-
Машиностроение, 1979. — 232 с.
25. Белоусов А.И., Сидоренко А.А., Токарев И.П. Виброизоли-
Виброизолирующие свойства газостатических опор // Вестник машинострое-
машиностроения. 1979. № 4. — С. 4 — 5.
26. Березовец Г.Т., Дмитриев В.Н., Наджаров Э.М. О допу-
допустимых превращениях при расчете пневматических регуляторов //
Приборостроение. 1957. №. 4. — С. 33 — 36.
27. Бидерман В.Л. Теория механических колебаний. — М.: Вы-
Высшая школа, 1980. — 408 с.
28. Биргер И.А. Круглые пластинки и оболочки вращения. —
М.: Оборонгиз, 1961. — 368 с.
29. Бояршинов СВ. Основы строительной механики машин. —
М.: Машиностроение, 1973. — 456 с.
30. Бугаенко В.Ф. Пневмоавтоматика ракетно-космических си-
систем. — М.: Машиностроение, 1979. — 168 с.
31. Вибрации в технике: Справочник / Под ред. Ф.М.Димент-
берга, К.С. Колесникова. — М.: Машиностроение, 1980. — Т.З: Ко-
Колебания машин, конструкций и их элементов. — 544 с.
32. Ворущук А.Ф., Долотов A.M., Яськов В.В. Влияние дина-
динамики соударения конической клапанной пары с упругим седлом на
ее ресурс / Львовский политехнический институт. — Львов, 1982.—
Деп. в Укр. НИИ НТИ 06.10.82, № 9 C1).
33. Волков Е.Б., Сырицын Т.А., Мазина Г.Ю. Статика и дина-
ика ракетных двигательных установок. — М.: Машиностроение,
1978. — Кн. 2: Динамика. — 320 с.
34. Воинов К.Н. Надежность гидравлических гасителей коле-
колебаний и долговечность автосцепов // Динамика вагонов: Сб. на-
уч.тр. / ЛМИ. Л., 1980. — С. 67 — 75.
35. Герц Е.В., Крейнин Г.В. Динамика пневматических приво-
приводов машин-автоматов. — М.: Машиностроение, 1964. — 272 с.
36. Гийон М. Исследование и расчет гидравлических систем.
— М,: Машиностроение, 1964. — 272 с.
37. Гуревич Д.Ф. Основы расчета трубопроводной арматуры. —
М.: Машгиз, 1962. — 346 с.
38. Демкин Л.Б. Контактирование шероховатых поверхностей.
— М.: Наука, 1970. — 226 с.
199
39. Детали машин. Расчет и конструирование: Справочник /
Под ред. Н.С. Ачеркана. — М.: Машиностроение, 1968. — Кн.1.
40. Динамика системы дорога — шина— автомобиль — води-
водитель / А.А, Хачатуров и др. — М.: Машиностроение, 1976. — 535 с.
41. Долотов A.M., Комаров М.С. Исследование отскоков в ко-
конических клапанных парах с упругим седлом // Вестник Львовского
политех, ин-та. — № 136: Доклады и научные сообщения. —
Львов: Выща шк., 1979. — С. 22 — 24.
42. Долотов А-М., Комаров М.С. Воздействие вибраций на ко-
коническую клапанную пару с упругим седлом // Вестник Львовского
политех, ин-та. — № 146: Технология машиностроения и динамиче-
динамическая прочность машин. — Львов: Выща шк., 1980. — С. 45 — 47.
43. Долотов A.M. Исследование динамических явлений, воз-
возникающих в конических парах с упругим седлом: Автореф. дис...
канд. техн. наук — Львов: ЛПИ, 1981. — 187 с.
44. Дуан Н.И. Анализ причин и рекомендации по снижению
вибрации судовых машин и механизмов на частоте вращения // Тех-
Технология судостроения. 1965. № 4. — С. 45 — 48.
45. Елисеев СВ., Нерубенко Г.П. Динамические гасители коле-
колебаний. — Новосибирск: Наука, 1982. — 139 с.
46. Жибуртович Г.Г., Мамонтов В.Н., Тарасов Ю.И. К вопро-
вопросу о времени срабатывания предохранительных клапанов // Арма-
туростроение: Труды ЦКБ А. — Л., 1979. — С. 25 — 29.
47. Зенкевич О.К Метод конечных элементов в технике / Пер.
с англ. — М.: Мир, 1977. — 741 с.
48. Ильинский B.C. Защита аппаратов от динамических воздей-
воздействий. — М.: Энергия, 1970. — 320 с.
49. Иориш Ю.И. Виброметрия. — М.: Машгиз, 1963. — 771 с.
50. Исследование динамики исполнительных органов клапан-
клапанных механизмов с демпфирующими устройствами / Д.Е. Чегодаев и
др. // Проектирование и доводка авиационных газотурбинных дви-
двигателей: Сб. науч. тр. / КуАИ. Куйбышев, 1985. — С. 154 — 159.
51. Ишлинский А.Ю. Механика относительного движения и си-
силы инерции. — М.: Наука, 1981. — 320 с.
52. Кармугин Б.В., Стратиневский Г.Г., Мендельсон Д.А.
Клапанные уплотнения пневмогидроагрегатов. — М.: Машиностро-
Машиностроение, 1983. — 152 с.
53. Китовер КА., Франк - Каменецкий Г.Х. Расчет гладких и
оребренных кольцевых элементов конструкций. — Л. Машиностро-
Машиностроение, 1982. — 216 с.
54. Клименко А.П., Новиков Н.В., Смоленский Б.Л. Холод в
машиностроении. — М.: Машиностроение, 1977. — 212 с.
55. Кондаков Л.А. Уплотнения гидравлических систем. — М.:
Машиностроение, 1972. — 240 с.
200
56. Коловский М.З. Автоматическое управление виброзащит-
виброзащитными системами. — М.: Наука, 1976. — 320 с.
57. Кондратьева Т.В. Предохранительные клапаны. — Л.: Ма-
Машиностроение, 1976. — 232 с.
58. Коленко Н.Н., Мулюкин О.П. Исследование силового воз-
воздействия потока на золотник предохранительного клапана / ВНИИ
«Криогенмаш». — Балашиха, 1984. — Деп. в ЦИНТИхимнефтемаш.
— № 1201: Указ. ВИНИТИ 19.11.84, № 10. — С. 136.
59. Корсак И.И., Огар П.М. Контакт плоских шероховатых по-
поверхностей / Братский индустриальный ин-т. — Братск, 1988. —
Деп. в ВИНИТИ. № 6809-В88.
60. Куликов Ю.Ф., Макушкин А.П., Филин Н.В. Исследование
работоспособности затворов криогенной арматуры // Химическое и
нефтяное машиностроение. 1973. № 3. — С. 36 — 37.
61. Лойоцянский Л.Г. Механика жидкости и газа. — М.: Наука,
1970. — 132 с.
62. Ландау Л.Д., Лившиц Е.М. Гидродинамика. — М.: Наука,
1988. — 736 с.
63. Лившиц В.И. Исследование усилий в элементах затворов
высокого давления с радиально-самоуплотняющимися обтюратора-
обтюраторами. // Вопросы прочности сосудов высокого давления. — Иркутск,
1969. — С. 177 — 194.
64. Лыков А.В. Тепломассообмен: Справочник. — М.: Энергия,
1978. — 480 с.
65. Макушин А.В., Чегодаев Д.Е. Динамические характеристи-
характеристики клапана с газостатическим центрированием // Гидрогазодинами-
Гидрогазодинамика летательных аппаратов и их систем: Сб. науч. тр./КуАИ. Куйбы-
Куйбышев, 1984. — С. 95 — 105. ,
66. Марковец П.М. Определение механических свойств метал-
металлов по таердости. — М.: Машиностроение, 1979. — 141 с.
67. Соголова Т.И., Демина М.И. Механические свойства по-
полимеров при 4,2 К и их зависимость от химического строения и
условия физического структурообразования // Механика полиме-
полимеров. 1975. № 5. — С. 771 — 783.
68. Механизмы разгрузки агрегатов автоматики при хране-
хранении и транспортировании / О.П. Мулюкин, Д.Е. Чегодаев, Ф.М.
Шакиров и др. // Химическое и нефтяное машиностроение.
1985. № 11. — С. 18 — 19.
69. Микишев Г.Н. Экспериментальные методы в динамике кос-
космических аппаратов. — М.: Машиностроение, 1978. — 236 с.
70. Мулюкин О.П. Разработка и анализ конструкторско-техно-
логических и эксплуатационных приемов повышения надежности
агрегатов автоматики систем летательных аппаратов на этапах хра-
хранения и транспортировки // Вибрационная прочность и надежность
201
двигателей и систем летательных аппаратов: Сб. науч. тр./КуАИ.
Куйбышев, 1984. — С. 72 — 80.
71.Народецкий М.З. К задаче о прикасании двух цилиндров //
ДАН СССР. 1947. Т. 56, № 15.
72. Налимов В.В. Применение математической статистики при
анализе вещества. — М.: Физматгиз, 1960. — 242 с.
73. Никитин Ю.Ф., Рыков НА. О работе, затрачиваемой на
герметизацию клапана // Труды МВТУ. 1975. № 179. — С. 27 — 31.
74. Никитин Ю.Ф., Плюгин B.C., Рыков НА. Электромагнит-
Электромагнитные клапаны. — М.: Изд. МВТУ, 1976. — 90 с.
75. Оптико-волоконный датчик перемещения исполнительных
органов запорной арматуры энергетических установок / В.М. Гре-
Гречишников, Д.Е. Чегодаев, О.П. Мулюкин и др. // Фотоэлектриче-
Фотоэлектрические и волоконно-оптические преобразователи для систем управ-
управления и вычислительной техники: Сб. науч. тр. / КуАИ. Куйбышев,
1986. — С. 23 — 29.
76. Невинский В.В. О системе сил, действующих на подвижную
часть предохранительного клапана со стороны газового потока //
Гидравлические и гидродинамические исследования арматуры: Сб.
науч. тр./ ЦКБА. Л., 1981. — С. 34 — 41,
77. Огар П.М. Исследование влияния контактных давлений в
деталях уплотнительных соединений на их герметичность: Авто-
реф. дис... канд. техн. наук. — Львов: Львовский политехнический
ин-т, 1983. — 160 с.
78. Определение коэффициента расхода в полноподъемных пре-
предохранительных клапанах / Н.Н. Коленко, А.К. Дедков, О.П. Мулю-
Мулюкин и др.// Химическое и нефтяное машиностроение. 1984. № 5. —
С. 22 — 23.
79. Петрусевич А.П. Качество поверхности и прочность мате-
материалов при контактных напряжениях. — М.: Изд-во АН СССР,
1988.
80. Певзнер Я.М., Горелик A.M. Пневматические и гидропнев-
гидропневматические полвески. — М.: Машгиз, 1963. — 147 с.
81. Пневмогидравлические системы двигательных установок с
жидкостными реактивными двигателями / Под ред. В.Н. Челомея.
— М.: Машиностроение, 1978. — 140 с.
82. Пневмогидравлические системы. Расчет и проектирование:
Учеб. пособие для технических вузов / Под ред. Н.М. Беляева. —
М.: Высшая школа, 1988. — 271 с.
83. Погорелое В.И. Газодинамические расчеты пневматических
приводов. — Л.: Машиностроение, 1971. — 237 с.
84. Попов Д.М., Отрошко ИВ. Влияние режимов течения в кла-
клапанных щелях и структуры потока на устойчивость предохранитель-
предохранительного клапана // Вестник машиностроения. 1982. № 6. — С. 6 — 9.
202
85. Пономарев С.Д. Расчеты на прочность в машиностроении:
Справочник. — М.: Машгиз, 1968. Т. 2: Упругие перемещения и напря-
напряженное состояние в местах силового контакта деталей. — 120 с.
86. Пржиалковский А.Л., Щучинский С.Х. Электромагнитные
клапаны. — Л.: Машиностроение, 1967. — 247 с.
87. Прочность, устойчивость, колебания: Справочник / Под
ред.И.А. Биргера - М.: Машиностроение, 1968. — Т. 2. — 227 с.
88. Проблемы надежности и ресурса в машиностроении / Под
ред. К.В. Фролова, А.П. Гусенкова. — М.: Наука, 1986. — 247 с.
89. Програмный модуль САПР демпфирующих устройств клапан-
клапанных механизмов ДЛА / Ф.М. Шакиров, Д.Е. Чегодаев, О.П. Мулюкин
и др. // Проектирование и доводка авиационных газотурбинных дви-
двигателей: Сб. науч. тр./ КуАИ. Куйбышев, 1987. — С. 133 — 141.
90.Работное Ю.Н. Ползучесть элементов конструкций. — М.:
Наука, 1966. — 751 с.
91.Раздолин М.В., Сурнов Д.Н. Агрегаты воздушно-реактивных
двигателей. — М.: Машиностроение, 1973. — 352 с.
92. Ратманский О.И., Кричкер И.Р. Арматура реактивных сис-
систем управления космических летательных аппаратов. — М.: Маши-
Машиностроение, 1980. — 136 с.
93. Романенко Н.Т., Куликов Ю.Ф. Криогенная арматура. —
М.: Машиностроение, 1978. — 110 с.
94. Рудзит Я.А. Микрогеометрия и контактное взаимодействие
поверхностей. — Рига: Зинатне, 1975. — 216 с.
95. Рудман Л.М., Чегодаев Д.Е. Определение динамических ха-
характеристик газостатических опор с заданными свойствами //
Прочность, динамика, надежность и колебания реактивных двига-
двигателей: Тем. сб. науч. тр./ МАИ. М., 1985. — С. И — 15.
96. Ружичка Дж.Е. Резонансные характеристики направленных
виброзащитных систем с демпфированием вязким и сухим трением
// Конструирование и технология машиностроения. 1967. — № 4. —
С. 153 — 158.
97. Сапожников В.М., Логовюк Г.С. Прочность и испытания
трубопроводов гидросистем и вертолетов. — М.: Машиностроение,
1973. — 247 с.
98. Случайные колебания / Под ред. С. Кренделла. — М.: Мир,
1967. — 356 с.
99. Способ оснащения серийной пневмогидроарматуры пожа-
ровзрывоопасной сигнализацией положения запорных элементов /
СБ. Гальперин, Е.В. Тушов, О.П. Мулюкин // Эксплуатация,модер-
низация и ремонт оборудования в нефтеперерабатывающей и неф-
нефтехимической промышленности: Научно-тех. реф. сб. — М.: ЦНИИ
и НЕФТЕХИММАШ, 1983. № 4. — С. 9 — 12.
ЮО.Судовая арматура / М.С. Кошанский, В.В. Степанов, В.Н.
Гольфайн и др. — Л.: Судостроение, 1975. — 432 с.
203
101. Тимофеев Д.П. Кинетика адсорбции. — М.: Изд-во АН
СССР, 1962. — 252 с.
102. Упаковка и транспортирование экспортных грузов. —Калу-
—Калуга: ЦНИИ ТУ, 1966. — 286 с.
103. Уплотнения и уплотнительная техника: Справочник/Л.А. Кон-
Кондаков, А.И. Голубев, В.Б. Овандер и др.; Под общ. ред. А.И. Голу-
бева, Л.А. Кондакова. — М.: Машиностроение, 1986. — 464 с.
104. Фролов К.В. Уменьшение амплитуды колебаний резонан-
резонансных систем путем управляемого изменения параметров // Машино-
Машиноведение. 1965. № 3. — С. 38 — 42.
105. Хильчевский В.В., Ситников А.Е., Ананьевский В.А. На-
Надежность трубопроводной пневмогидроарматуры. — М.: Машино-
Машиностроение, 1989. — 208 с. •
106. Хусу А.П., Ватенберг Ю.Р., Пальмов В.А. Шероховатость
поверхностей. Теоретико-вероятностный подход. — М.: Наука,
1975. — 344 с.
107. Чегодаев Д.Е., Белоусов А.И. Гидростатические опоры как
гасители колебаний // Проектирование и доводка авиационных га-
газотурбинных двигателей: Сб. науч. тр./КуАИ. Куйбышев, 1974. Вып.
67. — С. 197 — 205.
108. Чегодаев Д.Е., Белоусов А.И. Общие свойства пневмати-
пневматических и гидравлических устройств управления и систем релакса-
релаксационного демпфирования // Пневматические и гидравлические ус-
устройства и системы управления: Труды X Международной конфе-
конференции «Яблонна-86» — М.: Энергоатомиздат, 1986. — С. 94 — 97.
109. Чегодаев Д.Е., Мулюкин О.П. Гидропневмотопливные аг-
агрегаты и их надежность. — Куйбышев: Кн. изд-во, 1990. — 104 с.
ПО. Шен X. Теория инженерного эксперимента. — М.: Мир,
1972. — 484 с.
111. Шейдеггер А.Э. Физика течения жидкостей через пори-
пористые среды. — М.: Гостоптехиздат, 1960. — 250 с.
112. Шидловский В.П. Введение в динамику разреженного га-
газа. — М.: Наука, 1965. — 120 с.
113. Шлихтинг Г. Теория пограничного слоя / Пер. с нем.
Главная редакция физико-математической литературы. — М.: Нау-
Наука, 1974. — 712 с.
114. Эдельман А.И. Топливные клапаны жидкостных ракетных
двигателей. — М.: Машиностроение, 1970. — 244 с.
115. Экспериментальные исследования предохранительного
клапана / Д.Е. Чегодаев, Ф.М. Шакиров, О.П. Мулюкин и др. //
Вибрационная прочность и надежность двигателей и систем летатель-
летательных аппаратов: Сб. науч. трУ КуАИ. Куйбышев, 1987. — С. 123 — 128.
204
ОГЛАВЛЕНИЕ
Обозначения 3
Сокращения 7
Предисловие 8
Глава 1. Анализ конструктивных особенностей клапанных
устройств 10
1.1. Классификация клапанных устройств /. 12
1.2. Основы конструирования и расчета клапанных устройств
пневмогидроарматуры 17
1.2.1. Усилие герметизации 17
1.2.2. Затвор с седлом-оболочкой 24
1.2.3. Особенности полимерных и эластомерных КУ
криогенных систем 39
1.3. Основы расчета уплотнительных соединений клапанных
устройств на герметичность 53
1.3.1. Определение деформации в зоне контакта
элементов УС 54
1.3.2. Геометрические параметры микроканалов в зоне
контакта элементов УС 60
1.3.3. Перенос среды через зону контакта 63
1.3.4. Нормирование контактных давлений герметизации 67
1.3.5. Синтез УС с заданными эксплуатационными
показателями 68
Глава 2. Оптимизация кинематических параметров движения
исполнительных органов ГПТА '. 71
2.1. Анализ клапанного устройства как динамической системы 72
2.1.1. Динамическая модель клапанного устройства
с приводом 72
2.1.2. Динамическая модель автоматического клапанного
устройства 77
2.1.3. Обобщенная конструктивно-расчетная схема ГПТА 84
2.2. Обеспечение заданного качества переходных процессов
в ГПТА 88
2.2.1. Выбор параметров демпфирующих устройств
клапанных механизмов 89
205
2.2.2. Определение газодинамических усилий в клапанном
механизме 98
2.3. Экспериментальное исследование способов управления
движением исполнительного органа 107
2.3.1. Установка для физического моделирования
демпфирующего устройства клапанного механизма 107
2.3.2. Клапанный имитатор 862.700 КИ 117
Глава 3. Анализ реакций клапанных устройств на действие
нагрузок, возникающих при хранении
и транспортировке 128
3.1. Диапазоны амплитуд и частот нагрузок при некоторых
способах транспортировки агрегатов систем ДЛА и ЛА 129
3.2. Математическая модель клапанного механизма с ДУ 139
3.3. Оптимизация динамических характеристик клапанного
механизма с ДУ 143
3.4. Расчет ДУ клапанного механизма 147
3.5. Экспериментальное исследование реакции исполнительного
органа с ДУ на нагружение при транспортировке 148
3.5.1. Установка для моделирования работы клапанного
механизма с ДУ 148
3.5.2. Клапанный имитатор ЧМ-46 152
Глава 4. Способы обеспечения надежности клапанных устройств . .161
4.1. Центрирование герметизирующего усилия на элементах затвора
и координация контактирующих поверхностей 162
4.2. Предупреждение и устранение схватывания, адгезии и
льдообразования в плунжерных и золотниковых парах 167
4.3. Разгрузка уплотняющих поверхностей КУ от силового
воздействия рабочей среды и предупреждение
самопроизвольного срабатывания НО при незапланированном
отключении управляющей энергии 176
4.4. Коррекция усилий герметизации при изменении
температуры рабочей среды 178
4.5. Уменьшение ударных нагрузок при срабатывании
и транспортировке клапанных устройств 182
Литература 197
Учебное издание
Чегодаев Дмитрий Евгеньевич
Мулюкин Олег Петрович
ЭЛЕМЕНТЫ КЛАПАННЫХ УСТРОЙСТВ
АВИАЦИОННЫХ АГРЕГАТОВ И ИХ НАДЕЖНОСТЬ
Редактор Т.В. Моисеева
Технический редактор Е.А. Смирнова
Обложка художника Б.В. Челнокова
ИБ №52
Лицензия №040211 от 15.01.92 г. Сдано в набор 29.04.93.
Подписано в печать 20.05.94. Формат 60x84 1/16.Бум.офсетная.
Гарнитура Тайме. Печать офсетная. Усл. печ. л. 12,09. Уч-изд. 12,8 л.
Тираж 2000 экз. Заказ 2153/54. С27.
Издательство МАИ
125871 Москва, Волоколамское шоссе,4
Типография Издательства МАИ,
125871 Москва, Волоколамское шоссе,4