Основными конструктивно-технологическими параметрами запорного органа клапана являются изгибающие напряжения, натяг и толщина запорного органа. При работе запорного органа (ленты) в нём возникают изгибающие напряжения (уобщ), состоящие из напряжений, образующихся в процессе установки (сборки) клапана (уим) и при работе (уир) компрессора:
. (1)
Рис. 1 Форма разрезного кольца перед установкой в клапан
Рис. 2 Расчетная схема запорного органа (кольца и ленты)
Для определения напряжений, возникающих в процессе установки запорного органа в паз клапана, применили теорию расчета пружинных разрезных колец. Напряжения в разрезных кольцах (рис. 1, 2) при их рабочих перемещениях определяются по известному уравнению
, (2)
где [у]и - допускаемое напряжение, МПа; Е - модуль упругости материала; МПа; ц - угол расхождения концов пружинного кольца в свободном состоянии (перед установкой в клапан), рад; ч = D/d - коэффициент прочности, D - диаметр кольца, d - диаметр проволоки,
.
В нашем случае запорный орган представляет собой кольцо прямоугольного сечения шириной b и толщиной h. Следовательно, выражение для коэффициента прочности можно выразить как ч = D/h. в клапанах поршневых компрессоров общего назначения величина коэффициента прочности ч изменяется в пределах от 100 до 1100, следовательно, ч >> 1. Расчеты, проведенные по уравнению (2) для ленты, показали, что напряжения изгиба ленты в осевом направлении определяются в основном параметром ч, а влияние угла ц невелико. Поскольку синус малого угла численно равен величине самого угла, то формула (2) принимает вид
. (3)
Рис. 3 Схема установки упругого элемента (ленты) в пружинном двигателе: dв - диаметр внутреннего витка двигателя; Dб - диаметр барабана двигателя
Рис. 4 Схема деформации разрезного кольца (ленты) в клапане: 1 - клапан закрыт; 2 - клапан открыт, dо - диаметр ограничителя клапана; D - диаметр седла клапана; в - угол закрутки ленты
Для определения напряжений (уир), возникающих в ленте во время работы клапана, рассмотрели ее, как элемент одновиткового пружинного двигателя (рис. 3). В этом случае напряжения можно определить по известной формуле:
уи = Eh (в + 0,5р)/(2l) < [у]и, (4)
где l - развернутая длина пружины; в - угол закрутки ленты; 0,5р - угол предварительной закрутки.
В нашем случае угол предварительной закрутки отсутствует. для рассматриваемых клапанов угол закрутки в, возникающий при его работе:
. (5)
где dо - диаметр ограничителя клапана, мм; Дd - ширина паза клапана, мм;
Дd = D - dо (по данным практики, приняли величину постоянной (рис. 4)).
Следовательно, рабочее напряжение изгиба
. (6)
подставив полученные выражения (4), (5) и (6) в уравнение (1), окончательно получили
(7)
полученная формула связывает конструктивно-технологические параметры, материал и напряжения, возникающие в запорном органе (ленте) при его установке в клапан и работе компрессора.
Следующим важным параметром запорного органа является натяг. От натяга пружин, обеспечивающего своевременность открытия и закрытия пластин воздухораспределительных органов, зависят аэродинамические сопротивления в клапане. отклонение величины натяга пружин от оптимальной в ту или другую стороны в значительной степени ухудшает как термодинамические, так и технико-экономические показатели компрессорной машины в целом. Поэтому, независимо от конструкции воздухораспределительных органов, при их изготовлении необходимо строго выдерживать оптимальный натяг пружин.
Для изучения натяга запорного органа применили физическое моделирование работы рассматриваемого клапана. распределение натяга запорного органа (ленты) по периметру паза клапана исследовали для различных материалов: стали, бронзы БрКМц3-1 и сплава Д16АТ.
отрезки ленты (см. рис. 1) одинаковой длины изгибали на разработанной автором экспериментальной установке, обеспечивающей получение различных радиусов кривизны (для каждого паза седла). изогнутые отрезки ленты последовательно помещали в модель седла клапана с различными диаметрами, соответствующими размерам реальных пазов седла клапана, - 97, 127, 187, 202 и 250 мм. Полученные экспериментальные данные (рис. 5) позволили установить распределение удельного натяга ленты по периметру паза седла клапана с учетом радиуса кривизны ленты и диаметра паза, которое можно описать синусоидальной зависимостью:
(8)
где А - амплитуда синусоиды; Рmax, Рmin, Рср - минимальное, максимальное и среднее усилия по длине ленты, Н.
Рис. 5 распределение удельного натяга запорного органа (ленты) по периметру паза седла клапана диаметром 97 мм. Радиус кривизны ленты: мм: 1 - 95; 2 - 101; 3 - 126; 4 - 151 материал - сталь 65Г, толщина 0,3 мм
Полученная зависимость максимального натяга (при различных диаметрах пазов седла) от геометрического параметра ленты ц (рис. 6) может быть описана уравнением Pmax = e aц + b, которое в полулогарифмических координатах приняло вид семейства прямых (см. рис. 6)
lnPmax = a ц + b. (9)
Рис. 6 Зависимость максимального удельного натяга ленты от параметра ленты ц.Диаметр паза составляет, мм: 1 - 87; 2 - 127; 3 - 168; 4 - 200; 5 - 250
Рис. 7 Зависимость максимального удельного натяга от параметра ленты ц для исследованных материалов: 1 - 65Г; 2 - У8А; 3 - БрКМц3-1; 4 - Д16Ат
Коэффициент a характеризует свойства материала (модуль упругости), так как для всех зависимостей, полученных на одном материале, он имеет почти постоянную величину. Зависимости коэффициента a (уравнение (9)) для различных материалов качественно аналогичны, но количественно изменяются для каждого материала (рис. 7).
Коэффициент b соответствует натягу ленты, диаметр которой совпадает с диаметром паза (т. е. ц = 0) и изменяется в зависимости от радиуса кривизны ленты и её материала. Полученные результаты (см. рис. 5) позволили определить также зависимость максимального натяга ленты на седло клапана от радиуса кривизны ленты и диаметра паза клапана (рис. 8). Максимальный натяг Pmax возрастает с уменьшением радиуса кривизны ленты и может быть описан уравнением
Pmax = kDл + c, (10)
где k характеризует механические свойства ленты - жесткость.
Рис. 8 зависимости максимальных удельных натягов (Рmax) ленты (при различных диаметрах пазов седла) от диаметра изгиба ленты Dл перед установкой в паз. Диаметры пазов, мм: 1 - 97; 2 - 127; 3 - 168; 4 - 200; 5 - 250
Для компрессоров общего и специального назначения запорные органы клапанов должны иметь характеристики, которые обеспечивали бы их высокую работоспособность и оптимальные технико-экономические параметры работы. К таким параметрам следует отнести толщину пластины (пружины) запорного органа клапана компрессора, ее натяг и материал, из которого она изготовлена.
Известно, что толщина пластины клапана зависит от давления нагнетания газа и влияет на коэффициент подачи компрессора.
Общее напряжение в ленте, возникающее при сборке и работе клапана (в открытом состоянии), достаточно мало, поэтому есть необходимость определить напряжения, возникающие в клапане, в закрытом состоянии и параметры запорного органа (толщина ленты).
В клапанах возможны два варианта схемы размещения упругого элемента на каналах для прохода газа: как балка, лежащая на двух шарнирных опорах, и как пластина, перекрывающая круглое отверстие.
По известным формулам определили величины напряжения изгиба при заданной толщине ленты для варианта «балка на опорах»:
(11)
Отсюда минимальная толщина ленты
. (12)
Для варианта «пластина - отверстие»
[ув], (13)
а минимальная толщина ленты
, (14)
где Д P = pк - pн - перепад давлений, МПа; a - ширина уплотняющей кромки, мм; b - ширина канала для прохода газа, мм; h - толщина ленты, мм; r - радиус отверстия, мм; уmax - максимальное напряжение изгиба, МПа; [ув] - допускаемое напряжение изгиба, МПа; м - коэффициент Пуассона.
Решая уравнение (7) относительно параметра h, получили условие, определяющее величину максимальной толщины ленты (hmax) запорного органа (см. рис. 1):
(15)
Таким образом, уравнения (12), (14) и (15) позволили определить граничные условия выбора толщины запорного органа клапана поршневого компрессора:
hmin < h < hmax. (16)
При работе клапана запорный орган совершает в пазу движения, не имеющие места в других конструкциях. в данной работе была предпринята попытка оценить величину скорости его перемещения. Из полученных данных (рис. 9) следует, что скорость движения точек ленты мало зависит от кривизны и жесткости ленты. В связи с этим представляет интерес возможность сравнить скорости движения запорных органов в известных клапанах со скоростями в клапане СГИк. полученные значения средней скорости коррелируют со средними величинами скоростей запорных органов известных клапанов на фазе закрытия - 1,4 м/с.
Рис. 9 Распределение радиальной скорости точек ленты по периметру паза седла клапана при радиусе изгиба ленты, мм: 1 - 50; 2 -- 62,5; 3 - 75. Диаметр паза 90 мм
В четвертой главе приведены методики расчета параметров клапана, его запорного органа (ленты) и рассмотрены вопросы повышения эффективности работы ПК, приведена классификация прямоточных клапанов, разработанных в УГГУ, основанная на форме запорного органа - ленты.
Многолетняя практика конструирования и эксплуатации воздухораспределительных органов поршневых компрессоров показала, что большое значение имеют геометрические параметры седла клапана, которые в значительной степени определяют величину вредного пространства, аэродинамические потери и работоспособность его в целом.
Применяемые в промышленности воздухораспределительные органы поршневых компрессоров не в полной мере отвечают требованиям, предъявляемым к ним (минимальные сопротивления - потери энергии в клапанах, высокая герметичность клапана, высокая долговечность клапана и хорошая ремонтопригодность клапана), которые обусловлены, главным образом, их конструкцией. Указанные недостатки вызывают стремление к разработке новых, более совершенных конструкций.
Разнообразие конструкций компрессоров, а также условий их эксплуатации привело к созданию множества прямоточных клапанов, отличающихся конструктивным исполнением, в которых запорный орган - пластина - расположен свободно (не закреплен жестко), материалами, используемыми для их изготовления и т. п., что привело к необходимости представить их классификацию.
Объем седла любого клапана конструктивно включает в себя вредное пространство, уменьшающее эффективность работы компрессора, являющееся функцией двух параметров: проходного сечения клапана и высоты клапана.
Расчет седла предложенного клапана СГИк (дискового) (рис. 10) сводится к определению количества пазов и живого сечения. Автором разработана методика определения числа пазов для ленты и каналов для прохода газа при заданном (конструктивно) посадочном диаметре и перепаде давления в клапане.
Рис. 10 Геометрия седла клапан СГИк
Также предложена методика определения конструктивных параметров ленты предлагаемого клапана: толщина (h), диаметр (D) перед установкой в клапан, ширина ленты (Hл) и материал (Е).
Для определения толщины (h) ленты предлагается применить условие
, (17)
где hmax определяется по уравнению (15), hmin - из уравнений (12) или (14), в зависимости от конструкции клапана. Полученное значение толщины ленты округляется до ближайшего стандартного значения, по соответствующему ГОСТу.
Для определения диаметра ленты (Dл) перед установкой в клапан предложена номограмма, связывающая натяг с диаметрами паза (Dп) и ленты (Dл) (рис. 11).
Рис. 11 Номограмма для определения диаметра ленты в зависимости от натяга и диаметра паза клапана (материал - сталь)
Для выбора материала ленты, который можно использовать, при заданных конструктивных параметрах клапана приняли условие
(18)
где у-1 - предел выносливости; ув - временное сопротивление; n = 0,6 - коэффициент запаса.
По значениям ув и у-1 материала и данным табл. 1, рассчитанным по уравнению (7), определяем область конструктивных параметров, где рационально использовать выбранный материал. в табл. 1 ломаная линия разделяет значения общих напряжений изгиба (уобщ), возникающих в ленте, на области, где рационально и не рационально использовать выбранный материал запорного органа при заданных конструктивных параметрах клапана.
Ниже и правее линии общих напряжений изгиба долговечность работы ленты определяется значением предела выносливости материала (у-1), который может быть использован для производства запорного органа клапана. выше и левее линий располагается область нерационального использования выбранного материала ленты для данных конструктивно-технологических параметров клапана. В этой области долговечность работы ленты уменьшается и может быть оценена числом циклов до разрушения по критерию Мэнсона - Коффина.