В соответствии с этим, изменение усилия давления жидкости на затворе клапана будет определяться суммарным приращением давления на клапане.
С учетом рассматриваемой гидродинамической силы, уравнение затвора клапана с острыми кромками седла примут при максимальном расходе вид:
На характеристику клапана переходного режима влияет динамике движения его подвижных частей. В некоторых случаях (в клапанах большх размеров, а так же при малом сечении, большой длине сливных каналов) учитывается так же масса жидкости над клапаном и в каналах. Для приближенных расчетов присоединенную массу пружины и жидкости в этом случае обычно принимают равно 0,5mпр. Ускорение затвора определяется:
h – ход.
Fu=m·a.
Опыт показывает, что запрос давления при открытии клапана может достигать 50% энергии.
Для стабилизации давления необходимо, чтобы после открытия затвора возникла добавочная сила, которая бы нагружала его, т.е. сжимала пружину. Для этого часто используют действия на затвор потока жидкости при изменении направления струи.
НА рисунке 8а показана схема плунжерного клапана, для этой цели выполена промежуточная камера В. В этой камере образуется давление, создающее дополнительное усилие на плунжерный затвор 2, противодействующее усилию пружины 1.
Путем соответствующего выбора площади этой камеры можно добиться требуемого исправления характеристики камеры, для улучшения рассматриваемой характеристики применяют так же клапаны с обратным конусом рис 8б, в которых благодаря значительному отклонению потока жидкости можно получить гидродинамические силы, способные частично компенсировать растущие с подъемом клапана усилие пружины. Помимо этого эффект компенсации здесь обусловлен так же таем, что с подъемом затвора увеличивается эффективная площадь, т.к. при подъеме d1>d. Эффект компенсации может быть повышен при применении двойной конусности посадочного седла рис 8.б. благодаря которой при открытом затворе в камере А создается давление, воздействующее на затвор в направлении действия жидкости, т.е. против направления действия усилия пружины. Опят показывает, что в клапане этой схемы представляется возможным получить фактически стабильную характеристику.
На затвор клапана, находящегося в потоке жидкости постоянно действует пульсирующее давление насоса, являющееся периодической функцией времени с периодами, равными обороту ротора насоса. Поскольку клапан представляет собой динамическую систему, связан с упругой средой. В это системе могут возникнуть автоколебания, которые способны нарушить работу все, связанной с клапаном гидросистемы, а так же вызвать поломку пружины клапана. Источником, возбуждающим колебания клапанов могут быть прочие внешние возмущения, основными из которых являются пульсации потока жидкости, подаваемые из насоса. Для снижения вероятности клапана резонансного колебания сдует избегать режима, в котором частота возмущающих импульсов совпадает с частотой затвора клапана или кратной ей. Необходимо так же избегать совпадения частоты собственных колебаний клапана с частотой пульсации потока жидкости системы. Резонансное явление можно устранить путем создания сопротивления при перемещении затвора клапана, сила которого была бы по возможности пропорциональна скорости перемещения. Этим требование наиболее полно удовлетворяет гидравлическое демпфирование, см. рис 2. Рис.7. с помощью которого можно обеспечить устойчивость при всех практически возможных возбуждений. Очевидно, что скорость демпфирования клапанов зависит от размера демпфируемых каналов.
В некоторых конструкциях применяют клапаны с плоскими поясками, которые отличаются высокой герметичностью и надежностью. На затвор клапана со стороны жидкости действуе при открытии усилие.
Р=∆РА+Qρ(v1-v2·cosβ)
A=πd2/4
Q – объемный расход жидкости через клапан.
ρ – плотность жидкости
v1 v2 – скорость жидкости в подводящем клапане и щели клапана.
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.