Материал: Проектирование и расчет редуктора давления газа

.5 Влияние размеров клапана редуктора

Для редукторов, работающих по схеме, показанной на рис. 2, влиянием изменения F_м на величину F_м - F_кл в уравнении (30) можно пренебречь, так как для таких схем F_м >> F_кл. Влияние размеров клапана на Δp_вых (или p_вых) отражается через влияние F_кл на Δp_{вых 1} (32) и d_ср на Δp_{вых 2} (33).

Рисунок 12 - Влияние размеров клапана редуктора и жесткости пружин и мембран на Δp_вых

С увеличением F_кл, зависимость Δp_{вых 1} = f (F_кл) пойдет более круто по прямой a'nb' ( pиc. 12). С увеличением d_ср изменение Δp_{вых 2} пойдет по кривой c'nd'.

Значения Δp_вых = Δp_{вых 1} - Δp_{вых 2} с увеличением d_кл (или d_ср) возросли, т. е. повысилось значение наибольшего отклонения давления на выходе от номинального значения p_{вых 0}, точность работы редуктора ухудшилась. Следовательно, в редукторе обратного хода уменьшение размеров клапана повышает точность его работы.

Для редукторов, работающих по схеме, приведенной на рис. 5, влияние изменения размеров клапана отражается через множитель 1/F_кл в уравнении (35) и через влияние d_ср во втором члене уравнения (35). Изменение F_кл в первом члене уравнения (35) не влияет на Δp_вх, так как с изменением F_кл для улучшения характеристики необходимо соответственно изменять и F_п. Главное влияние размеров клапана на Δp_вх оказывает множитель 1/ F_кл: чем больше F_кл, тем меньше Δp_вых. Следовательно, точность работы редукторов, работающих по схеме, показанной на рис. 5, растет с увеличением размеров клапана.

.6 Влияние жесткости пружин и мембраны

Влияние жесткости на Δp_вых отражается вторым членом уравнения (30) или (35). С увеличением k изменение Δp_{вых 2} пойдет по кривой c"nd". При этом, как видно из рис. 12, величина наибольшего положительного отклонения Δp_вых уменьшится.

4. Расчет редуктора

Исходные данные: p_вх=47 кгс/см²; p_вых=8 кгс/см²; =0,4 г/с; рабочее тело - воздух.

Главное требование, предъявляемое к редуктору, состоит в том, чтобы давление газа на выходе из редуктора оставалось в заданных пределах постоянным и не зависело от давления на входе. Поэтому расчет редуктора заключается в подборе таких размеров конструктивных элементов, при которых в наибольшей степени взаимно компенсировалось бы влияние второго и третьего членов уравнения характеристики редуктора. В некоторых пневмогидравлических системах к редуктору предъявляется еще требование герметичности закрытия дросселирующего сечения.

При проектировании редуктора необходимо определить или подобрать следующие величины:

а)размеры дросселирующего сечения и клапана редуктора;

б)необходимые усилия пружин и их жесткость;

в)размеры мембраны или сильфона, плунжера, поршня и их жесткость или приведенную поверхность.

Если клапан уравновешивается, то необходимо определить степень неуравновешенности как разность площадей F_п-F_кл или F_кл - F_м.д.

Расчет редуктора проводим в следующем порядке.

1.      Определяем размеры дросселирующего сечения и клапана.

.        Определяем силу затяжки пружин редуктора и размеры мембраны, сильфона или плунжера.

.        Зная усилия пружин и размеры мембран, определяем размеры пружин и жесткость пружин и мембран.

.        По уравнению характеристики проверяем, удовлетворяет ли редуктор заданным условиям работы.

Определение размеров дросселирующего сечения и клапана Расчетным режимом для определения размеров дросселирующего сечения будет режим, при котором размер дросселирующего сечения, открываемого клапаном, должен быть наибольшим. Такой режим имеет место при окончании работы редуктора. В этот момент давление газа p_{вх min}, поступающего в редуктор, будет наименьшим за весь период работы редуктора, а его удельный объем - наибольшим. Скорость протекания газа через дросселирующее сечение в этот период будет наименьшей, так как наименьшим будет перепад давлений. При этом давление газа на входе согласно выражению (27) определяется по формуле

Р_{вх min}=8+3,2=11,2 кгс/см²

Определим величину Δp_ред, значение которой неизвестно:

при больших давлениях на выходе (например, при газобаллонной подаче)

Dр_ред=0,4*р_вых=0,4*8=3,2 кгс/см²

при малых p_вых (например, при наддуве баков)

Площадь дросселирующего сечения определяем по уравнению (4) (при h_x =h):

Подставив в эту формулу h из уравнения (11), с учетом равенства (10) получим расчетную формулу:

 (36)

Определяем А(g) по формуле (7)

А(g)=0,47

Т_{вх min}=293 К

R=8,31*10³ Дж/(кг*К)

m=0,7

Определяем F_дрос по формуле (36)

F_дрос=17,266 мм²

где А(γ) определяется в зависимости от величины отношения p_вых/p_вх по формуле (7) или (16) либо по графику, приведенному на рис. 7.

Зададим величину коэффициента расхода

Если через редуктор проходит газ для вытеснения компонентов из баков и известны освобождаемый за секунду объем баков Q_с, давление и температура в баках p_б и T_б то, очевидно,

 (37)

 (38)

Зная величину F_дрос, определяем d_кл и h. В соответствии с влиянием площади клапана на Δp_вых, рассмотренным выше, для редукторов, работающих по схеме, представленной на рис. 2, диаметр d_кл берем возможно меньшим (3…8 мм); для редукторов схемы, приведенной на рис. 4, величину d_кл берем большей (15.. .40 мм). Ширина седла клапана составляет δ = 0,3.. .0,5 мм.

F_дрос=pd²_дрос/4

d_кл= d_дрос+(15…40)мм=30 мм

F_кл=pd²_кл/4=706,5 мм²=706,5*10^-2 см²

d_ср= d_кл+d=30+(0,3…0,5)мм=30,05 мм

h=F_дрос/(p*d_ср)=0,18 мм

Определение затяжки пружин редуктора, размеров и жесткости пружин и чувствительных элементов

Силой затяжки пружины клапана (если по схеме редуктора такая пружина имеется) либо задаемся в пределах 20... 150 Н, либо рассчитываем ее из условия обеспечения герметичности клапана. При этом клапан необходимо прижать к седлу с силой, при которой удельное давление клапана на поверхность седла будет выше или равно удельному давлению герметичности q_герм, гарантирующему требующуюся плотность закрытия клапана. Величина q_герм определяется материалом клапана и уплотняющего пояска, а также разностью давлений над и под клапаном, при которой необходимо обеспечить герметичность.

Для того, чтобы найти q_герм, необходимо найти разность входного и выходного давления.

р_вх - р_вых=47-8=39 кгс/см²=3,8259 МПа

и по графику следует, что q_герм=14,8*10^-6 Н/м²=14,8 Н/см²

На рисунке 13 приведены необходимые удельные давления герметичности для разных материалов клапана и уплотняющего пояска. По выбранному для заданных материалов необходимому значению qгерм можно подсчитать силу пружины Q1.

Рисунок 13 - Наименьшие удельные давления герметичности для некоторых материалов: 1- фибра твердая; 2 - фибра; 3 - эбонит

Давление герметичности определим по формуле

где - площадь поверхности соприкосновения седла клапана с клапаном (м²): (40)

F_сед=3,14*30,5*0,5=47,885 мм² =47,885*10^-6 м²

Q_герм=14,8*47,885*10^-6=7,1*10^-5 кгс

Силу пружины Q₁ находим из уравнения, откуда с учетом соотношений (27) и (39) получим

 (40)

Q₁= 7,1*10^-5-706,5*10^-2*3,2=22,6 кгс

Зададим величину F_м площади поверхности основной мембраны или сильфона. Чем выше F_м, тем больше точность редуктора. Однако кроме точности редуктора при выборе F_м руководствуются еще допустимыми габаритами и массой редуктора. При определении размеров поршня F_п или вспомогательной мембраны F_м для редукторов с уравновешиванием, чтобы улучшить характеристику, берут d_п (или d_м) соответственно больше или меньше d_кл на 0,2... 1,5%.

d_п= d_кл+1%=30,3 ммF_п=pd²_п/4=720,7 мм²

d_м= d_кл-1%=29,7 ммF_м=pd²_м/4=692,44 мм²

Сила затяжки Q₁ основной пружины редуктора определяется из уравнения равновесия сил (1) или (23) в момент открытия клапана, т. е. когда перемещение клапана h = 0.

Из уравнения (1) определяем Q₂

Q₂=(р_вых-р_вх)F_кл+р_выхF_м+Q₁=(8-47)*706,5*10^-2+8*692,44*10^-2+22,6= 353,53 кгс.

Поскольку характеристика редуктора всегда проходит ниже предельной, то иногда после ее расчета бывает необходимо скорректировать силу затяжки основной пружины, увеличив ее на 50... 100 Н. Поэтому при расчете пружины значение расчетного усилия на пружину берется несколько больше, чем затяжка пружины, полученная из формул (1) или (23).

Размеры пружин и их жесткость определяем, исходя из конструктивных соображений и используя обычные формулы, применяемые в расчетах деталей машин.

Жесткость металлических мембран рассчитывают или определяют по экспериментальным графикам, построенным для каждого данного типа и материала мембраны. Жесткость «мягких», резиновых или пластиковых, мембран учитывается введением вместо F_м приведенной площади

 (42)

Величина а_м для мембран с защитными дисками или без них определяется по формуле

 (43)

D₁= d_д=d_м-50%=14,85 мм

D=d_м=d_кл-1%=29,7 мм

Определяем а_м по формуле (43)

а_м=0,5775

Определяем F_{м прив} по формуле (42)

F_{м прив}=F_м* а_м=399,9 мм²

Для сильфонов можно принимать а_м = 1.

После определения всех конструктивных параметров редуктора по уравнению характеристики проверяем, удовлетворяет ли редуктор заданным условиям работы. Для этого, задаваясь рядом значений р_вх (обычно с интервалом 2…5 МПа), подсчитываем р_вых. Если значения р_вых не выходят из заданных пределов, расчет считается законченным. Если же характеристика редуктора вышла из заданных пределов, то с учетом влияния параметров на характеристику, описанным выше, корректируем конструктивные параметры редуктора и проводим расчет заново.

Действительная точность работы редуктора

Точность работы редуктора определяется величиной ± Δр_вых. При работе редуктора действительная величина отклонения давления на выходе Δр_вых.д будет больше теоретической величины Δ р_вых, полученной из расчета. Причина отклонения заключается в невозможности абсолютно точного изготовления деталей редуктора и точной его настройки.

В зависимости от класса точности изготовления редуктора действительное отклонение можно оценить величиной

(44)

По формуле (29) определяется р_вых0

р_вых0=8,01 кгс/см²

По формуле (28) определяется Dр_вых

Dр_вых=-0,01 кгс/см²

По формуле (44) определяем Dр_{вых д}

Dр_{вых д}=-0,01+(0,05…0,15)=-0,01+0,05=0,04 кгс/см²

Следует также иметь в виду, что на величину выходного давления р_вых влияет и температура редуктора, так как при изменении температуры изменяются механические свойства упругих элементов редуктора и их размеры.

Меняем значение р_вх на ±2 кгс/см² (р_вх1=45 и р_вх2=49)кгс/см² и производим аналогичные вычисления

F_дрос1=17,66 мм²F_дрос2=16,92 мм²

F_дрос=pd²_дрос/4

d_дрос1=4,74 ммd_дрос2=4,64 мм

d_кл1= d_дрос1+(15…40)мм=d_кл2= d_дрос2+(15…40)мм=

=30,04 мм=29,94 мм

F_кл1=pd²_кл1/4=708,385 мм²=F_кл2=pd²_кл2/4=703,677 мм²=708,385*10^-2 см²=703,677*10^-2 см²

d_ср1= d_кл1+d=d_ср2= d_кл2+d=30,04+(0,3…0,5)мм=29,94+(0,3…0,5)мм=30,54 мм=30,44 мм

h₁=F_дрос1/(p*d_ср1)=0,184 ммh₂=F_дрос2/(p*d_ср2)=0,177 мм

р_вх1 - р_вых=45-8=37 кгс/см²=р_вх2 - р_вых=49-8=41 кгс/см²=3,63 МПа=4,02 МПа

q_герм1=14,6*10^-6 Н/м²=14,6 Н/см²q_герм2=15*10^-6 Н/м²=15 Н/см²

F_сед1=3,14*30,54*0,5=F_сед2=3,14*30,44*0,5=47,95 мм²=47,95*10^-6 м²=47,79 мм²=47,79*10^-6 м²

Q_герм1=14,6*47,95*10^-6=Q_герм1=15*47,79*10^-6=7*10^-5 кгс=7,17*10^-5 кгс

Q₁₁= 7*10^-5-708,385*10^-2*3,2=Q₁₂= 7,17*10^-5-703,677*10^-2*3,2=22,67 кгс=22,52 кгс

d_п1= d_кл1+1%=30,34 ммd_п2= d_кл2+1%=30,24 мм

F_п1=pd²_п1/4=722,6 мм²F_п2=pd²_п2/4=717,8 мм²

d_м1= d_кл1-1%=29,74 ммd_м2= d_кл2-1%=29,64 мм

F_м1=pd²_м1/4=694,3 мм²F_м2=pd²_м2/4=689,7 мм²

Из уравнения (1) определяем Q₂

Q₂₁=h(k₁+k₂+k_м)+(р_вых-р_вх)F_кл1+р_выхF_м1+Q₁₁=0,0184*(5+5+0,5)+(8-45)* 708,385*10^-2+8*694,3*10^-2+22,67=340,51 кгс

Q₂₂=h(k₁+k₂+k_м)+(р_вых-р_вх)F_кл2+р_выхF_м2+Q₁₂=0,0177*(5+5+0,5)+(8-49)* 703,677*10^-2+8*689,7*10^-2+22,52=366,39 кгс

По формуле (3) определяем р_вых

р_вых1=-7,1*(317,84-318,77325-0,1932)=7,99 кгс

р_вых2=-7,15*(343,87-344,80173-0,18585)=7,99 кгс

Заключение

В данной курсовой работе были закреплены знания лекционного материала по устройству и работе систем КСНО при подготовке и проведению пуска РКН, были получены навыки проведения расчёта элементов запорной арматуры, применяемой в системах и агрегатах КСНО. После определения всех конструктивных параметров редуктора, по уравнению характеристики проверили и удостоверились в том, что редуктор удовлетворяет заданным условиям работы.

Список использованных источников

1.      Добровольский М.В. Жидкостные ракетные двигатели. Основы проектирования. - М.: Машиностроение, 1968.

.        Алемасов В.Е.,Дрегалин А.Ф., Тишин А.П.. Гончар А.Г., Ковалев А.П., Поляков А.П. Ракетно-космический комплекс как объект эксплуатации. Учебное пособие. - СПб.: ВИККИ им. А.Ф. Можайского, 1977. - 98с.: ил.