Исследование и обеспечение динамического качества пружинных предохранительных клапанов пневмогидросистем железнодорожного транспорта Кшуманев Сергей Викторович

Содержание к диссертации

Введение

1. Состояние, области применения, способы и средства обеспечения стабильности параметров автоматических пружинных клапанов при внешнем нагружении 13

1.1 . Классификация, области применения и особенности выбора типа автоматического клапана ПГС транспортного средства 13

1.2. Анализ состояния исследований по обеспечению стабильности выходных параметров агрегатов автоматики в условиях внешнего нагружения при выработке гарантированного ресурса в составе ПГС объектов 27

1.2.1. Жесткое соединение агрегата автоматики с виброактивным основанием объекта (внутренняя защита агрегата) 28

1.2.2. Соединение агрегата автоматики с виброактивным основанием транспортного средства через упругодемпфирующую подвеску (внешняя защита агрегата) 33

1.2.3.Тенденции развития и перспективы повышения устойчивости, показателей надежности и технического уровня агрегатов защиты и предохранения ПГС транспортной техники 37

1.3.Определение цели и постановка задач исследования, научная новизна и практическая ценность работы 40

2. Аналитическое исследование пружинных предохранительных клапанов с учетом внешнего нагружения 44

2.1. Общие сведения о подходах и допущениях в математических моделях пружинных предохранительных клапанов 44

2.2. Математическая модель пружинного предохранительного клапана с сильфонным чувствительным органом 54

2.3. Моделирование процессов в защищаемых ПГС с двухпозицион-ным предохранительным клапаном 65

2.4. Выводы 86

3. Экспериментальное исследование влияния деконструктивных факторов на выходные параметры пружинных предохранительных клапанов 89

3.1. Оценка изменения давления открытия подпружиненной клапанно-седельной пары при внешнем вибронагружении 89

3.2. Оценка ресурса клапанного уплотнителя пружинного предохранительного устройства при варьировании скоростью посадки клапана на седло 99

3.3. Оценка работоспособности клапанного уплотнения клапанного имитатора при внешнем ударном нагружении 110

3.4 В ыводы 117

4. Систематизация, усовершенствование и разработка способов и средств обеспечения динамического качества предохранительных клапанных устройств и примеры их конструкторской реализации 119

4.1. Роль конструктивного анализа и классификаторов клапанных агрегатов в повышении качества и сокращении сроков проектирования высокоэффективных конструкций 120

4.2. Совершенствование известных и разработка новых способов и средств обеспечения динамического качества пружинных клапанных агрегатов при срабатывании 140

4.3.Разработка клапанных агрегатов с заданным динамическим качеством переходных процессов с использованием 160

4.4. Выводы 171

Заключение 174

Список литературы 181

Приложение Диагностические системы и устройства коррекции диагностических параметров ПК на рабочем ходе клапанно-седельной пары 194

• Классификация, области применения и особенности выбора типа автоматического клапана ПГС транспортного средства
• Математическая модель пружинного предохранительного клапана с сильфонным чувствительным органом
• Оценка ресурса клапанного уплотнителя пружинного предохранительного устройства при варьировании скоростью посадки клапана на седло
• Совершенствование известных и разработка новых способов и средств обеспечения динамического качества пружинных клапанных агрегатов при срабатывании

Введение к работе

Современный этап развития транспортной техники характеризуется неуклонным повышением требований к ее эксплуатационной безопасности (надежности и ресурса) при одновременном росте тактико-технических параметров и жестком лимитировании массо-габаритных характеристик клапанных автоматических устройств пневмогидросистем энергетических установок.

Роль агрегатов автоматики, к которым относятся аппаратура защиты и предохранения пневмогидросистем транспортных средств от избыточного давления в питающих трактах (резервуарах и сосудах под давлением) в обеспечении общей надежности работы энергетических установок трудно переоценить. Причем обеспечение стабильности выходных параметров агрегатов автоматики ПГС в условиях применения в транспортных системах нетрадиционных высококалорийных топлив, прежде всего криогенных (жидкий водород, сжиженный природный газ) и «всепогодных» синтетических жидкостей и масел с повышенными агрессивными и токсичными свойствами при жестких экологических требованиях к работе энергоустановок переходит в разряд актуальных задач клапанного агрегатостроения и должно базироваться на кардинальных исследованиях влияния вибрационного и ударного нагружения на работоспособность агрегатов и разработке научно обоснованных рекомендаций по их созданию.

В силу объективных причин (отсутствие автономного привода, компенсирующего существенное влияние газодинамической силы на скорость движения золотника при прямом и обратном ходе, особенности течения рабочей среды при перекрытии расходной магистрали и гистерезис упругодемпфирующих элементов, обуславливающих изменение величины давления обратной посадки золотника на седло) формирование требуемого качества переходного процесса в самодействующем пружинном предохранительном клапане сопряжено со значительными трудностями. Указанные трудности возрастают при значительных скоростях соударения уплотнительных поверхностей клапанных уплотнений, работе с трением и нерегламентируемьтми усилиями в условиях воздействия знакопеременного контактного давления, эрозии, коррозии, термоциклов, вибра-

9 ционных, включая транспортные, нагрузок и других ВВФ, влияющих на стабильность выходных параметров клапанных агрегатов автоматики.

Опыт эксплуатации такого типа устройств, включая предохранительные клапаны с импульсным управлением, показывает, что формирование требуемого качества переходного процесса предохранительного клапана требует решения ряда проблем:

1. В ряде случаев, включая внештатные или аварийные ситуации в обслуживаемой пневмогидросистеме, срабатывание золотника (клапана) сопровождается его колебаниями с определенной частотой. Это провоцирует возникновение колебаний рабочей среды и нестабильность ее расхода через клапанно-седельную пару.

2. Вибронагружение предохранительных клапанов переносным ускорением со стороны мест крепления его корпуса с виброактивным основанием объекта при его транспортировке существенно (по известным литературным источникам до 5%) снижает настроечное значение величины давления открытия золотника рабочей средой. Это обуславливает рост непроизводительных утечек через клапанно-седельные пары, что помимо экономической создает также и экологическую проблему при стравливании из железнодорожных резервуаров и сосудов с криогенными или токсичными рабочими средами избыточного давления в окружающую среду,

3. Наличие колебаний значительных масс упругоподвешенных частей клапанного устройства приводит к возникновению больших ударных нагрузок при посадке золотника на седло и многократным отскокам золотника от седла, частота которых определяется частотой колебаний золотника. При этом совершенно очевидно, что ресурс предохранительного клапана, определяемый гарантийным числом циклом срабатывания до выхода из строя его наиболее динамически нагруженного элемента - клапанного уплотнения, сильфонного чувствительного элемента, уплотнений и пар трения подвижных элементов, включая элементы встроенной сигнализации и контроля параметров клапана, вырабатывается в течении короткого промежутка времени. Это, в свою очередь

10 приводит к явлениям параметрического либо катастрофического отказов и делает невозможной безопасную эксплуатацию системы.

Качество решения указанных основополагающих проблем на стадии эскизного проектирования пневмогидросистемы объекта в целом с учетом конструктивного исполнения входящих в нее предохранительных клапанов определяет, в конечном счете, эксплуатационную надежность создаваемой конструкции, т.е. стабильность ее выходных параметров (степень герметичности, величину давления открытия и ресурс клапанно- седельной пары).

Настоящая работа является результатом исследования различных конструкций клапанных агрегатов автоматики с разработкой методик расчета их выходных параметров в условиях комбинирования вибрационных и ударных нагрузок. Значительное место в работе отведено анализу эффективности применяемых в промышленности конструкторско-технологических и эксплуатационных приемов стабилизации выходных параметров агрегатов автоматики и созданию новых способов и устройств достижения требуемых величин выходных параметров. В работе также отражены вопросы конструирования высоконадежных оригинальных агрегатов автоматики на базе целенаправленного изменения параметров переходных процессов на рабочем ходе исполнительного органа.

В первой главе на основе критического анализа российской и зарубежной научной научно-технической литературы и патентной документации, а также разработанных при участии автора оригинальных конструкций автоматических клапанов охарактеризовано состояние исследований по обеспечению стабильности их выходных параметров при выработке гарантийного ресурса в составе ПГС объектов и при автономных исследованиях работоспособности агрегатов на предприятии-изготовителе. В анализе четко разграничены особенности стабилизации выходных параметров как за счет регулирования качества переходных процессов собственно в агрегате до установки в ПГС транспортного средства, так и путем целенаправленного снижения воспринимаемых агрегатом механических воздействий от объекта за счет введения упругодемпфирующих проставок в месте крепления агрегата с силовой рамой транспортного средства.

На основе проведенного обзора сформированы цель и задачи исследований.

Вторая глава освещает вопросы аналитического исследования работоспособности агрегатов автоматики при вибрационном и ударном нагружении. Разработаны математические модели пропорционального и двухпозиционного предохранительного клапанов с учетом продольных вибраций. Охарактеризованы особенности моделирования переходных процессов в агрегатах автоматики с упругодемпфирующими элементами переменной структуры для получения заданных выходных параметров.

Третья глава посвящена вопросам экспериментального исследования вибро-нагруженных предохранительных клапанов. Представлены результаты исследования влияния конструктивных факторов и параметров вибронагружения на выходных параметры ППК и ДПК. Охарактеризованы стендовое оборудование и контрольно-измерительная аппаратура, используемые при проведении экспериментов.

В четвертой главе охарактеризованы вопросы систематизации, усовершенствования и разработки способов и средств обеспечения динамического качества клапанных агрегатов и примеры их конструкторской реализации. Оценена стабильность выходных параметров как для агрегатов с встроенными демпферами различной физической природы, так и при соединении агрегатов с силовой рамой двигателя при помощи упругодемпфирующей подвески (демпферы и виброизоляторы на основе пар трения, тросов, пластин, лент и элементов из исскуственных упругопористых материалов типа MP и «МЕРЕТРАНС»).

В приложении охарактеризованы некоторые вопросы использования динамических систем и устройств коррекции динамических параметров ПК на рабочем ходе клапанно-седельной пары (универсальный метод проверки системы по форме диагностики «годен - не годен»; метод функциональной диагностики технического состояния трибомеханических узлов по параметрам частиц износа; виброакустическая диагностика; методы лазерной диагностики; системы функциональной диагностики - реализованной автором в виде конструктивного решения ПК с автоматической сменой клапанного уплотнения после выработки гарантийного ресурса на новое из блока запасных частей).

12 Заключение, отражающее наиболее значимые результаты, полученные в процессе исследований, показывает выявленные закономерности и особенности работы объектов исследования.

Работа выполнена в НИЛ «Динамическая прочность и виброзащита транспортных систем» СамГАПС в соответствии с координационными планами федеральных и отраслевых программ Федерального агентства по железнодорожному транспорту МПС РФ: «Государственная программа по повышению безопасности движения поездов на железнодорожном транспорте России на период 1993-2000 годы» (Постановление Правительства РФ от 29.10.92 №833), отраслевой «Программы энергосбережения на железнодорожном транспорте в 1998-2000, 2005 годах» (Постановление Правительства РФ от 04.07.98 №262 пр-у) и «Программы создания нового поколения грузового подвижного состава на 2000-2005годы (Постановление Коллегии МПС РФ от 24-25 декабря 1999г. №23).

Автор выражает искреннюю благодарность научному руководителю, доктору технических наук, профессору Мулюкину О.П. за ценные указания по обобщению аналитических и экспериментальных исследования, определению областей приложения полученных результатов и методическую помощь в проведении исследований и профессору кафедры «Прикладная механика» Орловского государственного технического университета, доктору технических наук, профессору Савину Л.А. за полезные советы, высказанные им на всех стадиях выполнения работы, включая математическое моделирование переходных процессов в пружинных предохранительных клапанах.

1. СОСТОЯНИЕ, ОБЛАСТИ ПРИМЕНЕНИЯ, СПОСОБЫ И
СРЕДСТВА ОБЕСПЕЧЕНИЯ СТАБИЛЬНОСТИ ВЫХОДНЫХ
ПАРАМЕТРОВ АВТОМАТИЧЕСКИХ ПРУЖИННЫХ

КЛАПАНОВ ПРИ ВНЕШНЕМ НАГРУЖЕНИИ

1.1. Классификация, области применения и особенности выбора типа автоматического клапана ПГС транспортного средства

Основные области применения и особенности выбора типа автоматического клапана для ПГС транспорта (рисунки 1.1, 1.2, 1.3) исследованы в работах/16, 43, 118/.

ПК прямого действия классифицируют по следующим основным признакам: по характеру перемещения замыкающего (рабочего) органа и высоте его подъема, по виду демпфирования рабочего органа, по виду чувствительного элемента, по направлению воздействия давления на рабочий орган, по виду (способу создания) управляющей нагрузки, а в ряде случаев - по виду сообщения выходной полости клапана с окружающей средой.

По направлению воздействия рабочего давления на замыкающий орган клапана ПК подразделяются на клапаны с подачей давления под золотник (рисунок 1.2,а) и клапаны с подачей на золотник (рисунок 1.2,6).

В ПК с подачей давления под золотник (замыкающий орган) последний выполняет роль чувствительного элемента. К таким клапанам относятся и дифференциальные предохранительные клапаны (рисунок 2.7,6), у которых замыкающим и чувствительным элементом служит дифференциальный поршень, позволяющий снизить величину управляющей нагрузки за счет введения разгрузочной площадки, равной тіЦ\іА. Такие ПК обычно используют в гидросистемах с большим усилием открытия, преодолеть которое позволяет дифференциальный поршень.

Известны конструкции ПК (рисунок 1.2,6), у которых замыкающим и чувствительным органом служит дифференциальный двусторонний затвор в виде двух жестко соединенных тарелей, одна из которых диаметром Д/ давлением среды отжимается от седла, а другая диаметром Д₂ поджимается к соответствующему седлу.

Агрегаты аащаты н продпііренатиі ПГС

L

{ | Деу)ох>»ичмоннме""}
1_ -

рабочего органа

_Т-Г

Г* По емду Демпфирования

I рабочего орган»

I | Демпферы сутиго третя)

_j По away uJHafici»'* среди
"I на »и»Др

По характеру парпмвоіеівіа Па мсат* ікдоем*

рабочего органа

_{! С}

Умиутакмцнася

—1

1 С приводом !

I j Погчогкцтьамные |) Средиепадіамнь» ] ) Мелопоцуемныо | |

]

[ Рааупаогнающнаса 1

III I* ea—^**»»»He-^M»»»

Живяостноетныа демпферы

I ГТ ^ **W работы 1

| ] | Прямого дейстана j | Непрамого действие^ j.

С приводам нагруаки

ємнім time го імла

| , L , , --3

і По направлению еоадевстама

По ачду упраапакмцай мергми

I I

данным» на рабочий орган

I I

Г* —. —— — j j

С вспомогательным мсточтмом

С отвором анергии рабочая срарм

| { С подвчеД двепонна и» аопотник | j С подачей давпвниа под >ппотмГ| ( j

*пактрсчіарг»а<

і г

_{31 !(}

I \ Даффераицавльиого тип» I I С подвижным свалом 1 J |

По виду чувстекгальмого элемент»

[ Рычежно-пориднавыв | | СияьфонНы*

По виду чувстаитопьногв момента

і

j С трубкой вурдои»"^ | МоиВрвлим | )

Тарельчатые

Поршивеьм

1 I

поршМевые

| Рычвжио-тарель-ктыа |

| Оетнроннме | I I j Поршневая» |

Тарельчатые

| Турбо» ооастныоГ|

_:л::

Чулочные

1 г

I If

і I

По мцу улрипивщаП мегруаки

на уіадаманяцин нагрузки

| .гУчажио-порщцааого тмгш"

По «иду прообр—оав

Рмча

икно-Яруива а юго типа

Пружоатого

Магнитопру яа а гего тип»

С усилителем . Сопло» —" «ааслоиде*

С «пактроконгактмм усилителем

! | Пруиоааюго тип» < «вектором j | С яараой камерой j j j

Клапанного тиле

Рисунок 1.1 -Классификация агрегатов защиты и предохранения ПГС

Рисунок 1,2 - Принципиально-конструктивные схемы предохранительных клапанов прямого действия: а - клапан с подачей давления под замыкающий орган (золотник); б - клапан с дифференциальным поршнем; в - клапан с дифференциальным двусторонним затвором; г - клапан с рычажно-шарнирной подвеской двустороннего затвора; д - клапан с подачей давления на замыкающий орган (золотник); е - клапан с подвижным седлом; ж -клапан с тарельчатым или плоским чувствительным элементом (тарель клапана); з - клапан со сферическим чувствительным элементом (шариковый клапан)

Окончание рисунка 1.2.

и - клапан с мембранным чувствительным элементом; к - клапан с коническим чувствительным элементом; л - магнитно-пружинный клапан на базе постоянных магнитов; м -магнитно-пружинный клапан на базе электромагнита; н - клапан пружинный с эжектор-ным устройством; о - рычажно-пружинный клапан; п - клапан с сильфонным чувствительным элементом; р, с - клапаны с газовой камерой; т - блочно-тросовый клапан

17 По аналогии с конструкцией на рисунке 1.2,в это позволяет также снизить

величину нагрузки за счет введения разгрузочной площадки, равной лД\1А,

гдеД? - диаметр седла меньшей площади (Д₂<Ді).

К ПК рассмотренного выше типа относится и конструкция клапана с двухсторонним затвором в виде двух шарнирно подвешенных тарелей разного диаметра на рычаге, имеющем ось вращения (рисунок 1.2,г). В конструкции на рисунке 1,2,г используется двухсторонняя муфта в виде резьбового соединения с левой и правой резьбами на окончаниях втулок, что с одной стороны обеспечивает возможность достижения одновременной посадки тарелей клапана на соответствующие седла, а с другой - обеспечивает регулировку длин плеч рычага для получения требуемого давления настройки ПК.

Обеспечение требования одновременности посадки тарелей клапана на соответствующие седла в конструкции на рисунке 1.2,г достигается при помощи регулировочного винта, связанного жестко с осью вращения рычага.

Разновидностью ПК с дифференциальным поршнем (рисунок 1.2,6) является клапан с подвижным седлом, которое перемещается совместно с чувствительным элементом в виде упругой металлической мембраны (рисунок 1.2,е). Под действием давления чувствительный элемент перемещается вместе с седлом и прижимаемым к нему давлением среды золотником до тех пор, пока золотник не достигнет регулировочного стержня. После чего мембрана с седлом, перемещаясь далее под действием возрастающего давления, обеспечит открытие клапана.

Предохранительные клапаны прямого действия по виду чувствительного элемента подразделяются на тарельчатые или плоские (рисунок 1.2,ж), сферические (рисунок 1.2,з) и конические (рисунок 1.2,к) клапаны.

В ряде случаев с целью упрощения конструкции плоские и конические клапаны выполняют без центрирования чувствительного элемента в корпусе по аналогии с конструкцией сферического клапана с упруго подвешенным клапаном (рисунок 1.2,з). Такие клапаны при значительных расходах и давлениях имеют большие габариты и усилия пружины, работают с высоким

18 уровнем шума и вибрации в неустановившемся режиме. Кроме того, отсутствие центрирования чувствительного элемента в корпусе не исключает возможности смещения элемента в поперечном направлении, что приводит к преждевременному износу седла клапана.

Для клапанов указанного вида характерна прямая подача рабочей среды на чувствительный элемент, который не демпфируется, т.е. не обеспечивает снижения динамических нагрузок на элементах уплотнительного соединения за счет эффекта релаксационного демпфирования.

Все это определяет широкое использование тарельчатых (рисунок 1.2,ж) и конических (рисунок 1.2,к) клапанов со сцентрированным чувствительным элементом. Такие клапаны просты в изготовлении и обеспечивают высокую герметичность:

поршневые (рисунок 1.2,6), обладающие наиболее высокой чувствительностью, однако сложны в изготовлении;

сильфонные (рисунок 1.2,п), применяемые для герметичного разделения сред;

мембранные (рисунок 1,2,и,е), обладающие высокой чувствительностью, но малой прочностью мембран и небольшим перемещением;

рычажно-тарельчатые или рычажно-поршневые (рисунок 1.2,г), обеспечивающие возможность перестройки режима работы клапана. Однако данный тип клапанов очень сложен в изготовлении;

турболопостные и чулочные клапаны, применяемые в системах с нели-митированным расходом рабочих сред и нестрогими требованиями к давлению срабатывания чувствительного элемента.

ПК прямого действия по способу создания управляющего усилия подразделяются на:

- пружинные (рисунок 1.2,а,е-к), регулирование и настройка которых осуществляется переменной затяжкой пружин с помощью винта затяжки. В ряде случаев для регулирования усилия пружины используется набор регулировочных шайб или регулировочный элемент вообще отсутствует при ис-

19 пользовании тарировочной пружины под заданное посадочное место под пружину. Использование таких клапанов рационально в системах с малыми расходами и давлением рабочей среды. Большие расходы и давления обуславливают увеличение потребных проходных сечений, что вызывает необходимость использования очень "сильных" пружин. Следовательно, такие клапаны будут иметь большие габариты, массу и обладать значительной инерцией. В то же время следует отметить, что пружинные ПК, по сути, являются нормально закрытыми и имеют меньший разброс по времени срабатывания по сравнению с мембранными, определяемый только скоростью нарастания давления среды в рабочем тракте и стабильностью силовой характеристики пружины в эксплуатации;

магнитно-пружинные, в которых для увеличения чувствительности дополнительное регулирование работы клапана осуществляется при помощи постоянных магнитов (рисунок 1.2,л) или электромагнита - соленоидной катушки, притягивающей шариковый клапан из магнитного материала (рисунок 1.2,м). В ряде случаев в конструкции последнего типа пружина может вообще отсутствовать, но это требует постоянного задействования соленоида;

пружинные с эжекторным устройством (рисунок 1.2,н), в которых управляющее усилие создается силой затяжки пружины и силой давления газа в полости А. Давление в полости А изменяется с помощью эжекторного устройства;

рычажно-пружинные (рисунок 1.2,о), в которых управляющее усилие создается силой затяжки пружины и передается на замыкающий орган (золотник) с помощью рычажного механизма. Рычажный механизм позволяет увеличить ход замыкающего органа. Такие клапаны применяются в газогидравлических магистралях с большим расходом рабочей среды;

клапаны с газовой камерой (рисунок 1.2,р,с), в которых управляющая нагрузка воспроизводится силой давления сжатого газа ру, подаваемого в управляющую полость А и действующего на мембрану. Такие клапаны чувствительны к колебаниям параметров окружающей среды, вызывающим из-

20 менение давления в газовой полости А. Дополнительным недостатком "газовых" пружин в сопоставлении с металлическими является их относительно невысокая надежность, так как стабильность величины давления рабочего тела, используемого в качестве упругой среды, полностью зависит от качества герметизирующих уплотнений по стыкам камеры и соответственно мембраны;

клапаны, в которых управляющее усилие возникает полностью (рисунок 1.2,с) или частично (рисунок 1.2,п) за счет упругих сил чувствительного элемента;

грузовые, рычажно-грузовые и блочно-тросовые грузовые (рисунок 1.2,т) с прямым и непрямым нагруженном замыкающего органа. Клапаны данного типа в настоящее время имеют ограниченное применение, так как у них ограничена величина усилия на замыкающий орган и существует вероятность возникновения вибрации рычажно-грузовой системы.

По виду демпфирования замыкающего (рабочего) органа ПК подразделяются на клапаны с демпферами сухого трения, с газовыми или жидкостными демпферами (рисунок 1.2,п - демпфирующая способность сильфонной камеры определяется диаметром жиклера сІ_ж ; рисунок 1.2,р - демпфирующая способность замембранной камеры В определяется зазором в сопряжении золотника с корпусом) и демпферами смешанного типа.

ПК прямого действия по характеру перемещения золотника (замыкающего органа) делятся на:

клапаны пропорционального действия (рисунок 1.2,п), работа которых характеризуется равномерным открытием клапана по мере превышения давления в системе над давлением открытия клапана;

клапаны двухпозиционного действия (рисунок 1.2,е), работа которых характеризуется тем, что с превышением давления в системе над давлением начала открытия клапан открывается сразу на всю величину хода замыкающего органа и начинает пропускать максимальный расход. При дальнейшем увеличении давления пропускная способность клапана увеличивается незна-

21 чительно лишь за счет роста плотности газа. Для таких клапанов характерны только два положения замыкающего органа: "полностью закрыт" (р<р„*) или "полностью открыт" (p>p_ll*J гдер_н* - давление настройки клапана. Двухпо-зиционная работа клапана обуславливается его конструктивным исполнением. В момент отрыва замыкающего органа от уплотнительной поверхности седла к статическому давлению рабочей среды, действующему на замыкающий орган по площади седла, добавляется дополнительная подъемная сила, возникающая за счет воздействия статического давления и давления потока жидкости на площадь поверхности замыкающего органа;

- клапаны со скачкообразным открытием (при давлении, близком к
максимально допустимому в системе) и пропорциональным закрытием. При
мером конструкции ПК данного вида является клапан с постоянными магни
тами (рисунок 1,2,л).

ПК прямого действия по высоте подъема замыкающего органа делятся на три группы:

полноподъемные клапаны (рисунок 1.2,л) двухпозиционного действия, в которых благодаря специальным устройствам, способствующим увеличению подъема замыкающего органа, достигается максимальная высота подъема Н_тах>1/4 D_c, где Ц. - диаметр проходного сечения седла. В таких клапанах, называемых также полнопроходными, проходное сечение открытого клапана равно или более проходного сечения седла;

среднеподъемные (или средиепроходные) клапаны двухпозиционного действия (рисунок 1.2,н), в которых достигается максимальная высота подъема H_max=(\/\0+\JlT)D_c, В таких клапанах только проходное сечение клапана при максимальном открытии больше проходного сечения седла;

малоподъемные (малопроходные) клапаны пропорционального действия (рисунок 1.2,д), в которых Н_тах =(1/12+1/20)D_C. В таких клапанах перемещение замыкающего органа пропорционально давлению рабочей среды, а проходное сечение клапана меньше проходного сечения седла /97/.

Необходимо отметить, что правилами Госгортехнадзора /97/ принято

22 деление клапанов лишь на две группы: малоподъемные с Н_тах =( 1/40+1 /20)Dc и полноподъемные с И_тах > 1/4 Д..

ПК прямого действия по виду сообщения выходной полости с окружающей средой подразделяются на две группы:

- открытые клапаны, в которых рабочая среда из выходной полости
клапана направляется непосредственно в атмосферу. Такие клапаны приме
няются в воздушных, азотных и ряде других систем. В некоторых ПК сбра
сываемая среда направляется предварительно в магистраль сброса (в том
числе в жидкостную), а оттуда в атмосферу.

Известны конструкции предохранительных клапанов на криогенные среды (водород, природный газ и др.), в которых среда после поступления в накопитель (магистраль сброса) направляется на дожигание в сопло двигателя, что существенно улучшает экологические характеристики энергетических установок;

- закрытые клапаны, в которых протечки срабатывающей среды недо
пустимы, Такие клапаны применяются в гидросистемах циркулярного типа,
наиболее широко - в химической промышленности, а также на производстве,
включающем системы с токсичными средами.

Применение предохранительных клапанов прямого действия ограничено. Их нерационально использовать в системах высокого давления и большой производительности, так как в этом случае для создания управляющей нагрузки требуются значительные усилия, которые в ряде случаев нельзя снизить до разумных пределов даже применением дифференциальных механизмов (рисунки 1.2Дв,г). Нецелесообразно применять такие клапаны при высоких требованиях к герметичности соединения седла и замыкающего органа (тарели клапана), а также при необходимости обеспечить срабатывания клапана в узком диапазоне давлений рабочей среды при наличии сил, вызванных прилипанием замыкающего органа к седлу в условиях интенсификации процессов адгезии, схватывания и примерзания подвижных поверхностей золотниковых и плунжерных пар, а частности, при "глубоком" дрос-

23 селировании или термоциклировании конструкций.

В этих условиях целесообразно применять ПК непрямого действия, для срабатывания которых используется вспомогательная энергия.

ПК непрямого действия классифицируют по виду: вспомогательной управляющей энергии; чувствительного элемента; усилителя (преобразования управляющей нагрузки) и другим признакам, представленных на рисунке 1.1.

Учитывая, что по ряду признаков классификация ПК прямого и непрямого действия полностью совпадает, ниже рассмотрена лишь классификация по признакам, присущим только ПК непрямого действия (рисунок 1.3).

Рисунок 1.3 - Принципиально-конструктивные схемы предохранительных клапанов непрямого действия: а, б, в - клапаны с управлением от рабочей среды; г, д - клапаны с управлением от постоянного источника давления; е - клапаны с управлением от электрического устройства

Предохранительные клапаны непрямого действия по виду вспомогательной управляющей энергии делятся на три группы:

- клапаны с управлением от рабочей среды (рисунки 1.3,аДв). Такие предохранительные клапаны относятся к классу импульсно-

24 предохранительных устройств, основное преимущество которых состоит в отсутствии вспомогательного источника энергии. Устройства данного класса применяют, как правило, в системах с неагрессивными жидкостями при незначительном отклонении температур рабочей и окружающей сред.

Кратко охарактеризуем работу устройств данного типа. В конструкции ПК на рисунке 1.3,а основной затвор выполнен в виде дифференциального поршня-клапана, который открывается, сообщая вход и выход только в момент подачи входного давления в полость А дифпоршня после открытия вспомогательного пружинного клапана. Для исключения гидроудара в момент открытия ПК в его управляющей магистрали иногда размещают компенсаторное устройство в виде мембранного или сильфонного механизма или регулируемого дросселя, связанного с атмосферой и др.

В конструкции на рисунке 1.3,6 открытие основного затвора (золотник-мембрана) осуществляется только при перекладке двухседельного клапанного золотника, жестко связанного с чувствительным элементом в виде под-пружинной герметичной мембраны. При перекладке двухседельного клапана за счет перемещения чувствительного элемента полость А отсекается от входной полости с давлением р; и сообщается с выходной (рг), что обеспечивает открытие основного затвора.

На рисунке 1.3,в представлена конструкция ПК с рычажио-шарнирной подвеской поршня и тарели клапана. Ось вращения рычажно-шарнирной подвески обладает возможностью смещения в осевом направлении относительно поршня и тарели клапана за счет подпружиненного плунжера, в теле которого размещена ось вращения. Смещение плунжера под действием сил давления среды влево изменяет длину плеч рычажного механизма (плечо поршня увеличивается, плечо тарели уменьшается), что обеспечивает открытие тарели клапана при расчетном входном давлении. Достоинство конструкции - отсутствие прямой связи между пружиной и запорным органом. Это обеспечивает исключение возможности пульсации и автоколебаний движущихся частей клапана (пружины и запорного органа), так как их геометриче-

25 ские оси и развиваемые ими усилия непараллельны и срабатывают в разных плоскостях, что исключает одно из условий совпадения собственных частот колебаний (резонанса) движущихся одновременно элементов;

- клапаны с управлением от постороннего источника давления (рисунок 1.3,г,д). Обычно они применяются в магистралях с агрессивной, токсичной или сильно загрязненной рабочей средой, а также в условиях повышенных или пониженных температур. Источником давления в управляющей полости чаще всего служит сжатый воздух.

В конструкциях на рисунке 1.3 ,г применен комбинированный клапанный механизм основного подпружиненного клапана, разобщающего вход от выхода. Внутри основного клапана размещен двухседельный вспомогательный, нагруженный подпружиненным поршнем, к которому подведено входное давление. При заданном давлении вспомогательный клапан перекладывается с малого седла на большое, отсекая управляющую полость А от дренажной полости В. При этом происходит перераспределение усилий от управляющего/^ и входного pi давлений на комбинированном клапаном механизме, и основной клапан открывается, сообщая вход с выходом. В режиме аварийной работы при неожиданном исчезновении или наличии сбоев в подаче управляющего давления давление открытия клапана определяется усилием пружин, но в этом случае герметичность запорной пары резко снижается.

В клапане, показанном на рисунке 1.3,д, источником давления в управляющей полости служит воздух, который подается на дифференциальный поршень привода и обеспечивает дополнительное уплотнение главного затвора. Чувствительным элементом усилителя является трубка Бурдона, При давлении в системе, равном рабочему давлению и ниже, заслонка выведена из плоскости сопла и клапан с мембранным приводом под действием давления воздуха закрыт. При аварийном повышении давления в системе рабочая среда воздействует на трубку Бурдона, и заслонка перекрывает поток воздуха из сопла. Мембранный клапан открывается, и на дросселе за счет возникающего потока срабатывает перепад давления. Давление воздуха под порш-

26 нем привода падает, способствуя закрытию главного затвора в момент подачи воздуха. В таких ПК применяют стандартные элементы пневмоавтоматики, которые для надежности часто дублируются. При отсутствии воздуха клапан работает как обычный ПК прямого действия;

клапаны с управлением от электрического устройства (рисунок 1,3,е). В таких клапанах привод состоит из двух электромагнитов - закрывающего и открывающего. Чувствительным элементом в них обычно является трубка Бурдона. При изменении давления в системе рабочая среда воздействует на трубку Бурдона, которая перемещает ручку потенциометра, включенного вместе с электромагнитами А и В в электрическую цепь. В зависимости от величины давления (превышение или соответствие расчетному значению давления среды) намагниченный шарнирно подвешенный толкатель С перемещается либо в сторону электромагнита В, либо в сторону электромагнита А. В первом случае это приводит к снижению усилия поджатая затвора к седлу и ПК открывается, сбрасывая на выход избыточное давление. Во втором случае усиление поджатая затвора к седлу увеличивается, и ПК закрывается. ПК непрямого действия по виду усилителя делятся на три группы:

клапаны с усилителем в виде клапанного устройства (рисунок 1.3,а-г). Такие предохранительные клапаны обычно применяются при значительных расходах газожидкостных рабочих сред;

клапаны с усилительными устройствами типа "сопло-заслонка" (рисунок 1.3 ,л). Такие клапаны обладают высокой чувствительностью и допускают большой диапазон регулирования;

клапаны с усилителем электроконтактного типа (рисунок 1.3,е). Они применяются в газовых магистралях во избежание гидравлического удара жидкости при резком открытии и закрытии клапана.

В ряде случаев ПК классифицируют по виду изменения давления на приводе (с приводом нагрузки - рисунок 1.3,6; с приводом разгрузки - рисунок 1.3,а), в том числе с комбинированием приводов нагрузки и разгрузки. По остальным признакам ПК непрямого действия имеют классификацию,

27 аналогичную классификации ПК прямого действия. Некоторое отличие состоит в том, что в ПК непрямого действия в качестве чувствительного элемента кроме рассмотренных ранее применяются еще и трубки Бурдона.

1.2. Анализ состояния исследований по обеспечению стабильности выходных параметров агрегатов автоматики в условиях внешнего нагружения при выработке гарантированного ресурса в составе ПГС объектов

К настоящему времени накоплен значительный теоретический и экспериментальный материал по методам расчета, конструирования и доводке выходных параметров клапанных агрегатов автоматики ПГС /85, 86, 124, 125/. Однако такой вопрос как работоспособность клапанных агрегатов в условиях вибро,-ударонагружения освещен недостаточно и бессистемно. В то же время отмечается, что особенности работы клапанных агрегатов и возникающие при этом в упругоподвешенных клапанных уплотнениях динамические явления позволяют классифицировать этот вид механических систем как ударные с ограниченным ресурсом работы.

По мнению автора представляется целесообразным проведение анализа состояния исследований по обеспечению стабильности выходных параметров агрегатов автоматики ПГС при вибрационном и ударном нагружении по двум направлениям:

при жестком соединении агрегата с силовой рамой объекта или непосредственно с объектом за счет совершенствования динамических процессов собственно в клапанном агрегате (внутренняя защита агрегата);

при соединении агрегата с силовой рамой объекта или непосредственно с объектом через упругодемпфирующую подвеску без вмешательства в динамические процессы, протекающие в клапанном агрегате (внешняя защита агрегата).

Следует отметить, что до настоящего времени систематизированное сопоставление данных направлений в российских и зарубежных научно-технических источниках отсутствует.

1.2,1. Жесткое соединение агрегата автоматики с виброактивным основанием объекта (внутренняя защита агрегата)

В силу специфики работы предохранительные клапаны, являющиеся последним звеном в системе защиты пневмогидросистемы от недопустимо высокого давления, должны надежно выполнять свои функции. Причем применение криогенного топлива (жидкий водород и СПГ) в авиации, морском, автомобильном и железнодорожном транспортах сопряжено, прежде всего, с повышением безотказности агрегатов защиты и предохранения ПГС.

Известные работы /16, 25, 48, 125/ посвященные этой проблеме, как правило констатируют либо последствия вибровоздействия на клапан - его разгерметизацию, изменение давления срабатывания, разрушение тарели, седла и других элементов, либо посвящены анализу движения подвижной системы клапана без учета уровня рабочего давления.

Знание изменения настройки ПК в условиях вибронагружения необходимо для прогнозирования параметрических либо катастрофических отказов на конкретных режимах его эксплуатации /31/. Наиболее полные сведения о диапазонах амплитуд и частот вибро-, ударонагружения подвижной системы клапана при различных способах транспортирования объектов приведены в /25, 125/. Отсюда следует, что при разработке перспективных конструкций пружинных ПК прямого действия для транспортных систем должны быть приняты во внимание причины, вызывающие изменение давления срабатывания ПК, приводящего к непрогнозируемому сбросу рабочей среды из защищаемых пневмогидросистем объектов. Следствием этого является резкое снижение продолжительности работы энергетических установок с непрерывным производственным циклом (полет летательного аппарата; работа ядерного реактора, некоторые химические процессы в замкнутых контурах синтезирования радиоактивных компонентов и пр.), имеющих ограниченный запас дефицитных рабочих сред /124/.

Проблема работоспособности автоматических клапанов пневмогидроси-

стем транспортной технике - предохранительных, редукционных, перепускных и других - посвящен ряд работ /15, 89, 98/. Исследованию работы шарикового предохранительного клапана масляной системы посвящена работа /17/. В /17/ на основе линейной модели клапана как колебательной системы, рассмотрено влияние параметров вынужденных стационарных и нестационарных гармонических колебаний на герметичность клапана и величину утечки клапана в диапазоне частот 10-2000 Гц и перегрузок до 200 g. При этом расчетная модель клапана (рисунок 1.4) представлялась в виде системы, состоящей из тарели массой т, размещенной в корпусе между двумя упругими элементами с жесткостями с і и с^.

yj(T)

Рисунок 1.4 - Расчетная модель клапана

Индексы: «с» - седло, «т» - тарель

Причем, под массой тарели понималась масса всех подвижных элементов клапана. Жесткость С|, определялась результирующей жесткостью пружин, мембран и сильфонов конструкции. Жесткость второго упругого элемента сг характеризует приведенная жесткость замыкающего органа седло-золотник (тарель) клапана. Дифферен-

циальное уравнение движения подвижной системы клапана имеет вид

(1.1)

at at

где ^-x-xq, см. риунок 1 A; x₀ - координата положения равновесия тарели относительно корпуса при у_к = const, см. рисунок 1.4; t - время; а=Асо , здесь : А - амплитуда виброперемещения корпуса; со - вынужденная частота; d=f_Tp/2m -демпфирования; здесь:/тр - коэффициент, характеризующий поте-

рю энергии в подвижной системе; о₀ = 4с іт - круговая частота свободных

колебаний подвижной системы, здесь: с-с^с^, <Ро- начальная фаза.

Интегрирование уравнения (1.1) дает амплитуду смещения подвижной системы клапана в виде

C_c=a/^(a?²~u)²)²+4S²o². (1.2)

Для определения параметров вибрации а и со, при которых происходит разгерметизация затвора клапана, в соответствии с выражением (1.2) необходимо знание значения величины _ті„, характеризующей минимально допустимое смещение тарели клапана до начала разгерметизации. При этом начало рагерметизации клапана определяется из условия

(1.3)

При колебаниях тарели с амплитудой & > w„ происходит периодический ее отрыв от седла. При этом /17/ показано, что особенности движения подвижной системы клапана могут анализироваться с помощью уравнения (1.1) в случае, когда клапан рассматривается как система с одной степенью свободы.

В этом случае величина виброперемещения существенно зависит от демпфирования, причем максимум амплитуды виброперемещения подвижной системы имеет конечное значение. На резонансной частоте виброперемещение сдвинуто по фазе относительно силы на угол 90. При очень высоких частотах амплитуда смещения убывает обратно пропорционально квадрату частоты, а по фазе смещение запаздывает относительно силы на угол 180 . Повышение жесткости как пружины, так и пары золотник-седло, приводит к увеличению собственной частоты колебаний клапана. Там же показана удовлетворительная сходимость результатов расчета и эксперимента, котора получена для клапанов, у которых место контакта седло-золотник выполнено из достаточно мягких материалов, а золотник обладает достаточно большой массой.

В /16, 49/ приведены сведения о зависимостях перемещения регулирующего органа предохранительного клапана (рисунок 1.5) от параметров переходного процесса.

демпфера, f_em=0; 2 -с демпфером, f«_m= 100 Нс/м)

Рисунок 1.5 - Предо
хранительный клапан с
ппевмодемпфером:
а - конструктивная
схема (1 - корпус; 2 -
седло; 3,7- пружины;
4 -корпус пневмодемп-
фера; 5 - манжета;
6 - жиклер; 8 - клапан);
б - аналитически полу
ченные характеристики
переходного процесса;
в - экспериментально
полученные характери
стики переходного
процесса; К=0,005м ,
с_лр=270 Н/Л1 (1 - без

На рисунке 1.5,а обозначено: V_m> рт- объем подводящего трубопровода и давление в ней; Vn, рп - объем непроточной полости и давление в ней; <2_Ж -расход среды через жиклер. Характеристики соответствуют номинальному давлению 0,024 МПа (при скачкообразном изменении подачи воздуха компрессором 0...0,056 кг/с) при изменении параметров в следующих пределах: коэффициента вязкого трения Ю...150Н-с/м, коэффициента аэродинамической силы 0,3-.0,7 и силы трения 1...4 Н.

Анализ графиков показывает, что отсутствие пневмодемпфера (рисунок 1.5,б,в, кривая 1) обусловливает медленное расхождение пульсаций давлений в системе с амплитудой 0,005 МПа и частотой 45 Гц. При введении пневмодемпфера система становится устойчивой, причем при значениях, больших 10Н-с/м, коэффициент вязкого трения на качество функционирования не влияет (см.рисунок 1.5Дв, кривая 2). Введение 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 700 срабатываний до 13000.

В работе /55/ рассмотрены вынужденные колебания и герметичность нагруженных пружинных клапанов при действии продольных и поперечных вибрационных нагрузок с учетом распределенности параметров рабочее

пружины. Там же показано, что при поперечной вибрации клапана величина виброускорения, которая вызывает разгерметизацию затвора клапана в 2-3 раза выше, чем в случае продольной вибрации.

В /86/ представлены результаты экспериментальных исследований по оценке влияния конструктивных факторов (вид материала и точность изготовления сопрягаемых пар клапана; масса подвижной части клапана; угловое смещение уплотняющих поверхностей золотника и седла; усилие предварительной застяжки пружин; дросселирование воздушной среды из демпферной камеры пружины) на герметичность пружинного клапана в результате вибрационного нагружения в частотном диапазоне 10-5000 Гц и перегрузках до 100q. Там же указывается, что аналитическое описание срабатывания такого клапана крайне затруднительно из-за полярности воздействия указанных факторов на герметичность клапана и нестабильности их величин по мере наработки пар сухого трения.

Следует также указать, что выражения, полученные в /16, 17, 55/ для определения границ герметичности клапана в виде (1.2) и (1.3) не позволяют производить оценку изменения давления разгерметизации клапанно-седельной пары, а также смещения давления полного открытия. В принципе такая оценка возможна при использовании результатов этих работ только в тех случаях, когда известны взаимосвязи давления начала разгерметизации затвора для различных материалов и взаимное перемещение седла и тарели клапана. Установление такой взаимосвязи сопряжено с большим объемом экспериментальных исследований и ограничено числом исследованных материалов.

В связи с требованиями практики возникла необходимость в проведении специальных исследований по изучаемой проблеме на предохранительных клапанах пропорционального и двухпозиционного типов, широко применяемых в пневмогидросистемах транспортных средств, в том числе работающих на криогенном топливе, а также в обслуживающем их наземном топливозаправочном комплексе.

33 1.2.2. Соединение агрегата автоматики с виброактивным основанием транспортного средства через упругодемпфирующую подвеску (внешняя защита агрегата)

Одна из основных задач современного клапанного агрегатостроения — создание высокоэффективных (с стабильными в эксплуатации выходными параметрами при выработке назначенного ресурса) агрегатов защиты и предохранения ПГС транспортной техники в условиях неуклонного роста мощностей, срока службы и минимизации металлоемкости ЭУ. Это стимулирует разработку способов и средств снижения вибрационных и ударных воздействий на упругоподвешенные рабочие органы самодействующих пружинных клапанов (клапанно-седельной пары, чувствительные элементы типа мембран, сильфонов, плунжеров и пр.) за счет установки между агрегатом автоматики и виброактивным основанием транспортного средства средств вибро, -ударозащиты типа аккумуляторов энергии, демпферов и виброизоляторов различной физической природы.

Исследованием функциональных возможностей находящихся в эксплуатации средств виброзащиты и созданию перспективных виброзащитных систем и устройств посвящены работы К.С.Колесникова, К.В.Фролова, Н.Д.Кузнецова, В.П.Шорина, Я.Г.Пановко, Р.Ф.Ганиева, М.Д.Генкина, Р.И.Фурунжиева, А.И.Белоусова, Д.Е.Чегодаева, М.З.Коловского, В.О.Коненко, А.Д.Дербаремдикера, В.И.Кольцова, В.Б.Ларина, С.В.Елисеева, В.В.Болотина, А.В.СинееваДО А.М.Певзнера, Ф.А.Фурмана, В.В.Гурецкого, Д.С.Карнопа, Д.Е.Ружичка, А.К.Трике, Р.Р.Аллена, Д.У.Шуберта, Л.А.Савина, О.П.Мулюкина, В.А.Антипова и многих других российских и зарубежных ученых.

Подробно о вкладе этих ученых в конструкционное демпфирование рассказано в книгах Д.Е. Чегодаева и его соавторов /73, 129, 130/ явившихся заметным явлением в науке после выхода в свет монографий Я.Г.Пановко /88, 89/.

34 Анализ научно-технической информации и патентной документации показал, что наиболее значительный вклад в развитие динамики подвижного состава, являющейся частью общей программы обеспечения необходимых ходовых качеств транспортных средств, систем демпфирования и виброизоляции внесли отечественные ученые Е.П. Блохин, С.В.Вертинский, М.В.Винокуров, Л.О.Грачев, Л.А.Кальницкий, А.А.Камаев, М.Л.Корогенко, Н.Н.Кудрявцев, В.А.Лазарян, А.А.Львов, Л.Н.Никольский, М.П.Пкхом, А.А.Попов, А.Н.Савоськин, Т.А.Тибилин, В.Ф.Ушкалов, И.И.Челноков, В.Я.Яковлев и др., а также зарубежные исследователи Дегалю, Картер, Коффман, Матуши.

В работах названных и других ученых охарактеризованы проблемы фундаментального исследования колебательных процессов в транспортных экипажах, установлены критерии плавности хода, устойчивости против схода с рельсов, опрокидывания и выжимания вагонов из состава поезда, проанализированы способы уменьшения извилистого движения и вибраций кузовов, возникающих при взаимодействии ходовых частей и пути /70/.

Работа /98/ посвящена анализу характеристик разнообразных систем релаксационного демпфирования и созданных на их основе средств демпфирования и виброзащиты агрегатов авиационной и ракетно-космической техники. Представлена методология исследования таких систем с линейными и нелинейными характеристиками, принципы конструирования, технология изготовления и примеры доводки эксплуатационных характеристик изделий на базе модели гистерезиса единой математической формы, учитывающей предъисторию нагружения упругодемпфирующего элемента.

В работе /73/ представлен цикл исследований систем конструкционного демпфирования с акцентированием особенностей свойств, применяющих-ся в ДЛА многослойных гофрированных демпферов. Предложен ряд методик расчета демпферов при различных видах их нагружения и примеры конструктивного использования демпферов (семейство ГТД «НК», ракетные двигатели «Энергия - Буран» и др.).

Вопросы синтеза управляющих алгоритмов, принципы построения конструкций и результаты исследований активной гидравлической виброизоляции на базе стандартного набора ПГС (дросселей, гидроцилиндров, регуляторов и клапанных устройств с упругоподвешенными ИО) рассмотрены в /129/. Оценены области применения и эффективность средств виброизоляции с само подстройкой и алгоритмически управляемой жесткостью.

В работе /126/ изложены теория, конструкторско-технологические принципы и приемы создания и эксплуатации высоконадежных упругодемп-фирующих элементов систем и средств виброударозащиты из упругопористо-го материала MP, разработанного СГАУ в 70-е годы XX века для нужд аэрокосмической отрасли. Здесь же представлены примеры практической реализации приемов безотходной технологии изготовления из материала MP рабочих органов изделий для различных отраслей отечественной промышленности.

Вопросы теоретического и экспериментального исследования динамических характеристик гидромеханических систем агрегатов с учетом воздействия процессов в гидравлических и механических элементах освещены в /70/. Особое внимание уделено исследованию виброакустических характеристик насосных агрегатов, трубопроводов и емкостей, а также разработке методов и средств снижения виброакустических нагрузок в гидродинамических системах. Представлены конкретные примеры использования разработанных методов и устройств снижения виброакустических нагрузок в авиационных гидромеханических и топливных системах, а также в гидромеханических системах станков и оборудования.

Наиболее полно последние достижения ученых и практиков по оценке влияния характеристик регулирующих устройств на виброизолиругощиес-войства активных виброзащитных механизмов освещены в работе /130/. При этом показано:

- несущая способность упругой виброзащитной системы может быть обеспечена любым упругим элементом с положительной жесткостью. При этом следует учесть, что в случае малой жесткости упругого элемента, в нем

36 под действием статических сил возникают большие по величине деформации. Упругий элемент с малой жесткостью может обеспечить виброизоляцию, но при этом будет иметь недопустимо большие габариты;

малогабаритные несущие упругие элементы с хорошей несущей способностью в силу большой их жесткости не обеспечивают необходимого снижения вибрации на защищаемом объекте. Указанное противоречие полностью разрешается применением виброзащитных систем с корректорами жесткости. Корректор жесткости, включенный параллельно малогабаритному несущему элементу, снижает его жесткость практически до нуля, при этом сохраняется заданная несущая способность, а система имеет малые габариты, в том .числе в условиях обеспечения нелинейных силовых характеристик необходимого вида;

конструкции виброизоляторов (демпферов) с релейно переключаемой жесткостью при смене режимов нагружения весьма многочисленны и их число пополняется все более совершенными конструкциями. В какой-то мере, это можно объяснить неудовлетворенностью практики их техническими возможностями.

Недостатком, и весьма существенным, пассивных систем виброзащиты объектов являются трудности с перестройкой и коррекцией режимов их срабатывания в эксплуатации. Это связано с тем, что проведение указанных работ требует демонтажа виброзащитного средства с объекта для последующей разборки и перестройки режимов работы. Также очевидно, что динамические характеристики виброизоляции в эксплуатации могут с течением времени не удовлетворять требованиям ТЗ ввиду механического износа сопрягаемых пар, облитерации дросселирующих сечений и пр. Все это затрудняет отработку устройств с пассивным регулированием внешней нагрузки на требуемый динамический режим и обуславливает развертывание работ по созданию систем с активным регулированием'внешней нагрузки, т.е. устройств, управление которыми осуществляется путем использования автономных источников энергии.

В /32/ представлены результаты оценки особенностей и эффективности известных активных и пассивных способов управления жесткостью упругих элементов и показателями тормозных средств с получением обобщенных параметров методами размерности и подобия.

Применяемые в промышленности конструкторско-технологические и эксплуатационные методы обеспечения устойчивого функционирования ИО редуцирующей, регулирующей и контрольно-измерительной аппаратуры освещены в работах /17, 20, 26, 111, 131, 132, 134/.

С целью сохранения преемственности решения частных задач с общими методами механики характер и объем проводимых исследований следует увязывать с методами, изложенными в работах В.Л.Бидермана /15/, Я.Г. Па-новко /89/, А.М.Долотова /35/, Н.А.Кильчевского /44/, В.Гольдсмита /27/, Н.Н.Малинина /64/, которые посвящены теории ударного нагружения механических систем.

1.2.3. Тенденции развития и перспективы повышения устойчивости, показателей надежности и технического уровня агрегатов защиты и предохранения ПГС транспортной техники

В 21 веке наметилось неуклонное снижение темпов технического прогресса по основным показателям весовой эффективности, надежности и ресурса энергетических установок транспортной техники общего назначения (автомобильный, железнодорожный, аэрокосмический, морской и речной) /25/. В частности, средний показатель их роста в аэрокосмической технике составляет всего 0,5-1% , причем традиционные технологии уже не обеспечивают существенного увеличения темпов роста технического прогресса /41/.

В то же время четко отслеживается тенденция роста показателей тактико-технических требований транспортных средств и энерговооруженности их ЭУ, обуславливающих /76/:

увеличение давления и расхода рабочих сред в трактах ПГС;

расширение нижней границы температурного диапазона рабочих

38 сред до 20К ввиду применения высококалорийных криогенных топлив (СПГ и жидкий водород);

- использование всепогодных синтетических жидкостей и масел с по
вышенными агрессивными и токсическими свойствами; инертных газов
(азот, гелий) в бортовых источниках систем подачи управляющего газа.

Все это приводит к повышению динамической нагруженности агрегатов ПГС с возрастанием вероятности нештатных ситуаций из-за интенсификации неблагоприятных факторов (вибрации, пульсаций давления; гидроударов; ударного взаимодействия элементов запорных пар и др.) приводящих к прочностным (усталостным) поломкам элементов и узлов.

В условиях жесткого лимитирования массы и минимизации запасов прочности элементов агрегатов; что особенно характерно для аэрокосмического транспорта, ужесточение требований к его экологической чистоте резко усложняет выполнение требований к надежности ГПТА и устойчивости их КРУ при работе в составе ПГС.

Вышеизложенное предопределяет актуальность и практическую значимость современных направлений повышения надежности и технического уровня клапанных агрегатов транспортной техники:

разработка и внедрение в производство САПР с комплексным использованием современных средств вычислительной техники в виде интеллектуальных систем на основе комплексной автоматизации; предельных про-блемно-соориентированных систем на базе персональных ЭВМ с созданием 1ЛІІІ, предназначенных для автоматизации проектирования технических систем с элементами управления различной физической природы /85, 138/;

создание для транспортной техники нового поколения "критических" технологий изготовления их ЭУ и агрегатов на базе разработки новых уплот-нительных материалов (керамика, композиты, поликарбонатные смолы, порошковые и металлорезиновые материалы и пр.) с высокой термостойкостью в широком температурном диапазоне; нанотехнологий и др. /25, 41/;

проведение кардинальных исследований динамической нагруженно-

39 сти элементов КРУ, разработки научно обоснованных рекомендаций по их конструированию и управлению качеством динамических процессов с обеспечением заданных показателей надежности и технического уровня /124, 125/.

В последние годы резко возросло число исследований научно-практического плана по созданию управляемых клапанных агрегатов с заданными диамическими свойствами, включая конструкции с управляемым рабочим ходом исполнительного органа (золотник или привод) в соответствии с заданной циклограммой работы ЭУ. Как правило, такие конструкции выполняются на базе механических устройств коррекции профилировки затворов или целенаправленного изменения кинематических связей корректирующих элементов ИО в зависимости от скорости его движения на рабочем ходе, а также демпферов различной физической природы с управляемой площадью дросселирующего сечения в соответствии с принятым законом движения золотника с момента отхода от седла до посадки на седло /12, 25, 76,122, 123, 125/.

Следует указать на взаимосвязь данных работ с исследованиями характеристик разнообразных систем конструкционного демпфирования и созданных на их основе средств виброзащиты агрегатов авиационной и ракетно-космической техники/25, 121, 129, 138/.

По данным НАСА, доля гидропневмотошшвных агрегатов среди оборудования составляет 25% по номенклатуре и 35% по металлоемкости. Непрерывность процесса увеличения объема и номенклатуры клапанных ГПТА в общем балансе оборудования бортовых систем авиационной техники подтверждается ходом развития российского и зарубежного двигателесамолетостроения. Так, например, система управления самолетом Ил-62 включала всего 16 агрегатов, в то время как в системе управления самолета Ил-86 их число возросло до 78 /100/. При этом генеральный конструктор авиационных двигателей семейства «НК» академик Н.Д. Кузнецов выделял в качестве основополагающего этапа обеспечения надежности ДЛА: этап разработки, то есть проектирования оптимальной конструкции двигателя и его элементов, в том числе оптимальной с

40 точки зрения динамической прочности. Как один из важнейших принципов обеспечения надежности авиадвигателей он выделял демпфирование элементов двигателей, склонных к вибрационным разрушениям /100/.

Вышеизложенное предопределяет актуальность создания универсального и совершенствование действующих в различных отраслях подходов к созданию клапанных ГИТА с управляемым качеством динамических процессов, как составляющих общего системного подхода к созданию высоконадежной транспортной техники и их энергетических установок с элементами пневмогидроарматуры.

1.3. Определение цели и постановка задач исследования, научная новизна и практическая ценность работы

В результате анализа современного состояния, областей применения способов и средств управления качеством динамических процессов клапанных агрегатов автоматики ПГС транспортных средств различного назначения, а также методик расчета их параметров сформулирована цель работы и задачи исследования.

Цель работы - Разработка методологии проектирования и конструкторских решений, обеспечивающих высокое динамическое качество и надежность пружинных предохранительных клапанов ПГС транспортной техники при внешнем нагружении.

Задачи исследования:

4. Провести сравнительный анализ эффективности устройств коррекции динамического качества пружинных клапанных агрегатов для обеспечения их работоспособности при варьировании ВВФ целенаправленным управлением кинематическими и силовыми параметрами упругоподвешенных клапанно-седельных пар.

5. Разработать математическую модель расчета основных характеристик ПК, учитывающую инерционные, упругие и демпфирующие свойства элементов.

6. Выполнить комплекс теоретических и экспериментальных исследований предохранительных клапанов пропорционального и двухпозиционного типа с оценкой влияния параметров переходных процессов, включая внешнее нагру-жение, на стабильность выходных параметров предохранительной арматуры.

россииская

i госудлрстглгнная
41 .сигї;т!-ютекд

А. Систематизировать и дополнить конструкторско-технологические и эксплуатационные принципы стабилизации выходных параметров предохранительных клапанов с управляемым качеством динамического процесса на рабочем ходе пружинной клапанно-седельной пары по принятому алгоритму отклика корректирующего устройства на амплитудно-частотный спектр воспринимаемых внешних колебаний.

5. Разработать целесообразные алгоритмы изменения динамических характеристик самодействующих пружинных клапанов и создать на их основе новые структурные схемы и конструкторские решения корректирующих устройств различной физической природы для высокоэффективных конструкций разнотипных пружинных ПК со стабильными выходными параметрами при выработке гарантийного ресурса, в том числе с учетом внешнего нагружения.

Научная новизна:

7. Разработана математическая модель расчета основных характеристик пружинных предохранительных клапанов пропорционального и двухпозиционного типа, учитывающая инерционные, упругие и демпфирующие свойства элементов.

8. В результате моделирования переходных процессов в двухпозицион-ных пружинных предохранительных клапанах:

уточнен механизм герметизации затвора при вибронагружении с учетом варьирования давления обратной посадки затвора на седло при гармонических вынужденных колебаниях;

синтезирован набор расчетных соотношений для определения термодинамических параметров защищаемой системы с однофазной газовой средой и с двухфазной жидкостно-газовой средой переменного объема;

получены выражения для оценки влияния параметров защищаемой системы, параметров ПК и внешних возмущающих воздействий на частоту вынужденных колебаний упругоподвешенного затвора, позволяющие получить условия экстремума от этих параметров методами дефферинциального исчисления с учетом лимита ресурса наиболее нагруженных подвижных уп-лотнительных и чувствительных элементов.

3. Предложены технические решения пружинных предохранительных клапанов ПГС транспортных средств на базе корректоров жесткости упруго-подвешенных клапанно-седельных пар различной физической природы.

4. Результаты экспериментальных исследований пружинных ПК пропорционального и двухпозиционного типа с сильфонным чувствительным органом, реализующих способ целенаправленного регулирования кинематических параметров упругоподвешенного затвора на его рабочем ходе.

На защиту выносятся:

1. Теоретические положения, позволяющие обосновать выбор базовых моделей пружинных ПК из условия обеспечения гарантийного срока службы динамически нагруженных подвижных уплотнительных и чувствительных элементов с учетом эксплуатационных и конструкционных параметров защищаемой среды и перспективность внедрения технических средств демпфирования упругоподвешенных клапанно-седельных пар и виброизоляции корпусной арматуры.

2. Методика расчета газодинамической нагрузки на тарели перемещающегося клапана при его перекладке на седло, увязывающая динамическое качество переходных процессов двухпозиционных полноподъемных автоматических пружинных клапанов со временем их протекания.

3. Разработанный на принципах конструкционного демпфирования ряд новых конструктивных и структурных решений средств виброзащиты исполнительных органов пружинных клапанных агрегатов с повышенными показателями герметичности и ресурса.

4. Разработанный способ снижения динамической нагруженности уплотнительных соединений пружинных предохранительных клапанов за счет предложенного в работе целенаправленного управления динамическими силами, действующими на подвижный ИО на его рабочем ходе.

5. Результаты испытаний опытных образцов вибронагруженных пружинных предохранительных клапанов пропорцинального и двухпозиционного типов, реализующих способ целенаправленного регулирования динам иче-

43 скими силами, действующими на подвижный ИО.

Практическая ценность

6. Применение разработанных конструктивных и структурных решений пружинных предохранительных клапанов на базе предложенного способа снижения динамической нагруженности уплотнительных соединений позволит существенно сократить сроки их проектирования, доводки, увеличит ресурс и обеспечит стабильность выходных параметров клапанов в эксплуатации.

7. Созданная методика экспериментальных исследований влияния вибрационного нагружения на работоспособность пружинных предохранительных клапанов пропорционального и двухпозиционного типов позволяет оперативно оценить пределы изменения давления их срабатывания в зависимости от параметров вибронагружения и конструктивных особенностей предохранительного клапана.

8. Выявленные в ходе исследований закономерности по снижению величины давления срабатывания пружинных предохранительных клапанов, работающих в условиях интенсивных вибраций и ударов, совместно с рекомендациями по устранению этого эффекта позволят на практике уменьшить непроизводительные расходы рабочих сред через клапанные уплотнения на 5-7%.

Реализация результатов работы

9. Предложенные рекомендации по проектированию ПК пневмогидрав-лических систем железнодорожного транспорта используются в службах Куйбышевской железной дороги и Самарском центре сертификации систем качества, продукции и услуг «Самара — Центр — Сертификат».

10. Результаты аналитических и экспериментальных исследований пружинных ПК с учетом внешнего нагружения используются в учебном процессе СамГАПС на кафедре «Механика» в учебных курсах «Решение задач нелинейных колебаний» и «Основы трибототехники узлов подвижного состава».

11. Основополагающие материалы диссертации легли в основу изданной при участии автора книги для студентов ВУЗов технического профиля.

44 2. АНАЛИТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ПРУЖИННЫХ ПРЕДОХРАНИТЕЛЬНЫХ КЛАПАНОВ С УЧЕТОМ ВНЕШНЕГО НАГРУЖЕНИЯ

2.1. Общие сведения о подходах и допущениях в математических моделях пружинных предохранительных клапанов

В настоящее время разработаны методы исследования предохранительных клапанов, работа которых рассматривается совместно с защищаемым объектом. При этом метод численного решения систем уравнений, описывающих клапан и объект, применим для исследования как пропорциональных, так и двухпозиционных ПК. Характерными особенностями этого метода являются трудоемкость и, как следствие, использование ЭВМ. Исследование ПК методами теории линейных систем автоматического регулирования корректно для клапанов пропорционального типа. В то же время отсутствуют инженерные методы расчета динамических характеристик двухпозиционных ПК с учетом варьирования параметров защищаемых систем.

Для упрощения достаточно сложного математического аппарата описания закона изменения давления рабочей среды (ртр; лорг) в проходном тракте предохранительного клапана широко применяется подход, при котором емкостные и индукционные свойства питающих трубопроводов не учитываются. В основе этого подхода - учет этих свойств с помощью введения дополнительных дифференциальных уравнений в частных производных для описания нестационарных процессов, протекающих в пневмосистеме /12, 16,

Для расчета изменения давлений р_} и р2 широко применяется схема /94/, состоящая из двух емкостей объемом Vj и V₂, в которых к моменту срабатывания давление и температура соответственно равны p_h Ті и р₂, Т₂ (рисунок 2.1). С учетом принятых в /94/ допущений ее можно описать следующими дифференциальными уравнениями:

Рисунок 2.1 - Расчетная схема для определения перепада давления на клапане

dt _Pl

Сії л L*y

dt_v _ 7j (dp _| R_yT_{x c}) dt V_x

с/Г

+

dp.

2_~

-kR_yT_xQ-~±a_CTF_CTx(J_x-T_c^

(2.1)

(2.2)

(2.3)

2.4)

Рг J 2 лри^-< —

к

G =

щ(Н — x)d_cm

Pi ( 2 V-"
при—>

G — щ)_{{Н - x)d_c

^[ (1+До; -і)ад

^ „ м ^ „ >к

4+]

Здесь m =л\к

Следует отметить, что значение коэффициента гидравлического сопротивления клапана , в последних выражениях зависит от большого числа параметров и для его определения целесообразно использовать рекомендации, приведенные в работе /34/. Гидравлический расчет агрегатов базируется на выборе проходных сечений и определении гидравлических сопротивлений. На практике гидравлические потери рассчитывают, представляя каждое уст-

46 ройство тракта (клапан, трубопровод и т.д.) в виде системы последовательно расположенных элементов - сопротивлений (поворот потока внезапное суже-

* ние и расширение его, истечение через зазор и т.д.). Гидравлическое сопро
тивление собственно агрегата принимается равным сумме гидравлических
потерь в каждом из его элементов находящихся в потоке рабочей среды. Зна
чения гидросопротивлении рабочих трактов определяются по справочникам.
При расчете потерь в месте посадки клапана на седло можно воспользоваться
приближенными значениями коэффициентов ^ местных сопротивлении,
представленными в работе /95/.

Проходные сечения клапанной арматуры рассчитывают для двух ре-жимов работы:

- основного, при котором для давлений на входе в агрегат pi и выходе
Р2 из агрегата справедливо соотношение

- дросселирования, при котором справедливо соотношение

A>i_l2. Pi

4 Площадь проходного сечения клапанной арматуры, работающей в ос-

новном режиме, выбирается из условия обеспечения потребных расходов с малыми гидропотерями. На практике это достигается равенством площади проходного сечения агрегатов и площади проходных сечений стыкуемых трубопроводов. С другой стороны, площади проходных сечений агрегатов при заданном значении диаметра седла d_c определяются рабочим ходом Я клапана. Для обеспечения одинаковой проходимости (равнопроходности) тракта клапанной арматуры значения рабочих ходов золотников при заданном диаметре d_c должны выбираться из следующих соотношений /80/:

- для тарельчатого клапана

H=0,275d_c (2.5)

- для конусного клапана

sin a_rcosa_r

mi_r sin a_r + J%d_r sin² a_r - 4 sin or, cos 7⁷.
H = 0,55— Л : *- (2.6)

77 ^dl

где F_k = я —

Для клапана с конусным пояском при малых подъемах над седлом ход Я клапана вычисляется с помощью выражения (2.6), а при большом ходе - с помощью (2.5).

Площадь проходного сечения клапанной арматуры, работающей в режиме дросселирования (дренажно-предохранительные клапаны, редукторы, регуляторы и др.), можно определить как

єа^2Арр

Уравнение (2.7) с учетом обозначения п

принимает вид

ап^ Я. . (2.8)

-d^s^lApp

Далее, задавшись п =1,15...0,25, определяют значение коэффициента є, учитывающего расширение рабочего тела:

= l-(0,41 + 0,35«²)^i. (2.9)

Pi ^к

Затем из выражения (2.8) находят произведение an и, используя его, по

графику а = а(ш), приведенному на рисунке 2.2, определяют значение а и

значение площади F₀.

Коэффициент расхода через клапан а связан с коэффициентом ^ соотношением

^{а =} -7ї- <^2J)

Из приведенных на рисунке 2.3 графиков зависимости а /16, 46, 49, 84/ от направления подачи среды, смещения золотника относительно седла и от-

48 ношения давления рабочей среды до и после клапана следует, что уменьшению перепада давления на золотнике (р2 /pi—*l) соответствует стабилизация коэффициента расхода а 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 (0,15...0,2) Н при любом перепаде давления происходит полная стабилизация коэффициента а.

Н,

0,20

0,15

0,10

0,05

^н,

мм 0,20

0,15

0,10

0,05

0,4 а-и

0,6 0,8 а a

0,6 0,8 а б

Рисунок 2.2 - Зависимость а = а(ап)

Рисунок 2.3 Зависимость коэффициента расхода а от перемещения конического золотника: а - направление обдува противоположно направлению движения клапана; б - направление обдува совпадает с направлением движения клапана: 1 -а_г=15; 2 - а_г=30; 3 - а_г=45; 4 - а_г=60

Полученные результаты могут быть использованы для других расчетных схем, в частности при сбросе среды или поступлении в достаточно большую емкость, когда можно положить V₂ =о (или V\ =а>). Причем в большинстве случаев применяются следующие допущения:

12. Емкости достаточно большие и изменением температуры стенки можно пренебречь, т.е. в уравнениях (2.3) - (2,4) Тег ~ const, что уменьшает число уравнений с шести до четырех.

13. Гидравлическое сопротивление системы (см. рисунок 2.1) в основном определяется гидравлическим сопротивлением щели золотник - седло

49 клапана, что позволяет пренебречь гидравлическим сопротивлением трубопровода, причем с уменьшением щели и ростом газодинамического усилия погрешность, обусловленная этим допущением, уменьшается.

3. Для упрощения определения газодинамического усилия целесообразно использование известных усредненных параметров системы. Описание системы значительно облегчается при обеспечении постоянных условий работы клапана путем установки перед ним стабилизатора давления, функции которого обычно выполняет редуктор давления.

Помимо охарактеризованных допущений ниже представлено обоснование неучета величины вязкого трения в зависимости от скорости срабатывания предохранительной арматуры.

Известно /19, 66, 112/, что силы жидкостного трения характеризуются касательными напряжениями, возникающими в рабочей среде на поверхностях запорных и регулирующих органов пневмогидросистем. Касательные напряжения могут быть вызваны как относительным движением этих поверхностей, так и движением рабочей среды в зазоре между поверхностями под действием перепада давления /117/. Вследствие малой величины зазоров течение среды в них происходит при небольших числах Рейнольдса. Для расчетов могут быть использованы такие же уравнения гидродинамики, как и для описания неустановившихся потоков в трубах, но с учетом особенностей граничных условий, зависящих от формы зазора /16, 49/. Расчеты могут быть упрощены, если в уравнениях члены, учитывающие инерцию рабочей среды, можно считать пренебрежительно малыми по сравнению с членами, учитывающими трение. При этом принимаются допущения:

рабочая среда несжимаема, так как длина зазоров в реальных конструкциях клапанно-седельных пар значительно меньше длин волн колебаний, распространяющихся в сжимаемых средах;

длина начального участка существенно меньше общей длины щели;

при малых зазорах характер течения в кольцевых щелях пар типа золотник втулка и т.д. близок к характеру течения в плоских щелях.

50 При указанных допущениях произведем оценку членов уравнения На-вье-Стокса, записанного в прямоугольных координатах:

dU_r d²U

,₌ lap ду^г р дх

(2.11)

где U_x - местная скорость потока среды в сечении х в момент времени t; v - коэффициент кинематической вязкости среды; р ир- давление и плотность рабочей среды в зазоре; х и у - координаты (рисунок 2.4), причем направление оси х совпадает с направлением потока среды.

При оценке членов уравнения

(2.11) за масштаб времени примем ха- Рисунок 2.4 - Геометрические параметры клапаино-седельной пары рактерное время срабатывания клапана

т, а за масштаб координаты - величину зазора б (рисунок 2.4). Тогда для членов, стоящих в левой части уравнения (2.11), получим

_х U_x

V -^ = у—f

ду² д²

(2.12)

dt г

Из соотношений (2.12) следует, что в уравнении (2.11) можно пренебречь первым членом по сравнению со вторым, если будет выполняться условие:

(2.13)

v 1

—Ї» —

S² г

В этом случае неустановившийся поток в щели допустимо заменить сменяющейся во времени последовательностью установившихся потоков и не учитывать при этом инерцию среды в тех случаях, когда частота колеба-

1 v

ний —будет как минимум на порядок меньше величины —. В таблице 2.1
т 5

Классификация, области применения и особенности выбора типа автоматического клапана ПГС транспортного средства

Качество решения указанных основополагающих проблем на стадии эскизного проектирования пневмогидросистемы объекта в целом с учетом конструктивного исполнения входящих в нее предохранительных клапанов определяет, в конечном счете, эксплуатационную надежность создаваемой конструкции, т.е. стабильность ее выходных параметров (степень герметичности, величину давления открытия и ресурс клапанно- седельной пары).

Настоящая работа является результатом исследования различных конструкций клапанных агрегатов автоматики с разработкой методик расчета их выходных параметров в условиях комбинирования вибрационных и ударных нагрузок. Значительное место в работе отведено анализу эффективности применяемых в промышленности конструкторско-технологических и эксплуатационных приемов стабилизации выходных параметров агрегатов автоматики и созданию новых способов и устройств достижения требуемых величин выходных параметров. В работе также отражены вопросы конструирования высоконадежных оригинальных агрегатов автоматики на базе целенаправленного изменения параметров переходных процессов на рабочем ходе исполнительного органа.

В первой главе на основе критического анализа российской и зарубежной научной научно-технической литературы и патентной документации, а также разработанных при участии автора оригинальных конструкций автоматических клапанов охарактеризовано состояние исследований по обеспечению стабильности их выходных параметров при выработке гарантийного ресурса в составе ПГС объектов и при автономных исследованиях работоспособности агрегатов на предприятии-изготовителе. В анализе четко разграничены особенности стабилизации выходных параметров как за счет регулирования качества переходных процессов собственно в агрегате до установки в ПГС транспортного средства, так и путем целенаправленного снижения воспринимаемых агрегатом механических воздействий от объекта за счет введения упругодемпфирующих проставок в месте крепления агрегата с силовой рамой транспортного средства. На основе проведенного обзора сформированы цель и задачи исследований.

Вторая глава освещает вопросы аналитического исследования работоспособности агрегатов автоматики при вибрационном и ударном нагружении. Разработаны математические модели пропорционального и двухпозиционного предохранительного клапанов с учетом продольных вибраций. Охарактеризованы особенности моделирования переходных процессов в агрегатах автоматики с упругодемпфирующими элементами переменной структуры для получения заданных выходных параметров.

Третья глава посвящена вопросам экспериментального исследования вибро-нагруженных предохранительных клапанов. Представлены результаты исследования влияния конструктивных факторов и параметров вибронагружения на выходных параметры ППК и ДПК. Охарактеризованы стендовое оборудование и контрольно-измерительная аппаратура, используемые при проведении экспериментов.

В четвертой главе охарактеризованы вопросы систематизации, усовершенствования и разработки способов и средств обеспечения динамического качества клапанных агрегатов и примеры их конструкторской реализации. Оценена стабильность выходных параметров как для агрегатов с встроенными демпферами различной физической природы, так и при соединении агрегатов с силовой рамой двигателя при помощи упругодемпфирующей подвески (демпферы и виброизоляторы на основе пар трения, тросов, пластин, лент и элементов из исскуственных упругопористых материалов типа MP и «МЕРЕТРАНС»).

В приложении охарактеризованы некоторые вопросы использования динамических систем и устройств коррекции динамических параметров ПК на рабочем ходе клапанно-седельной пары (универсальный метод проверки системы по форме диагностики «годен - не годен»; метод функциональной диагностики технического состояния трибомеханических узлов по параметрам частиц износа; виброакустическая диагностика; методы лазерной диагностики; системы функциональной диагностики - реализованной автором в виде конструктивного решения ПК с автоматической сменой клапанного уплотнения после выработки гарантийного ресурса на новое из блока запасных частей). Заключение, отражающее наиболее значимые результаты, полученные в процессе исследований, показывает выявленные закономерности и особенности работы объектов исследования.

Работа выполнена в НИЛ «Динамическая прочность и виброзащита транспортных систем» СамГАПС в соответствии с координационными планами федеральных и отраслевых программ Федерального агентства по железнодорожному транспорту МПС РФ: «Государственная программа по повышению безопасности движения поездов на железнодорожном транспорте России на период 1993-2000 годы» (Постановление Правительства РФ от 29.10.92 №833), отраслевой «Программы энергосбережения на железнодорожном транспорте в 1998-2000, 2005 годах» (Постановление Правительства РФ от 04.07.98 №262 пр-у) и «Программы создания нового поколения грузового подвижного состава на 2000-2005годы (Постановление Коллегии МПС РФ от 24-25 декабря 1999г. №23).

Автор выражает искреннюю благодарность научному руководителю, доктору технических наук, профессору Мулюкину О.П. за ценные указания по обобщению аналитических и экспериментальных исследования, определению областей приложения полученных результатов и методическую помощь в проведении исследований и профессору кафедры «Прикладная механика» Орловского государственного технического университета, доктору технических наук, профессору Савину Л.А. за полезные советы, высказанные им на всех стадиях выполнения работы, включая математическое моделирование переходных процессов в пружинных предохранительных клапанах.

Математическая модель пружинного предохранительного клапана с сильфонным чувствительным органом

Использование таких клапанов рационально в системах с малыми расходами и давлением рабочей среды. Большие расходы и давления обуславливают увеличение потребных проходных сечений, что вызывает необходимость использования очень "сильных" пружин. Следовательно, такие клапаны будут иметь большие габариты, массу и обладать значительной инерцией. В то же время следует отметить, что пружинные ПК, по сути, являются нормально закрытыми и имеют меньший разброс по времени срабатывания по сравнению с мембранными, определяемый только скоростью нарастания давления среды в рабочем тракте и стабильностью силовой характеристики пружины в эксплуатации; - магнитно-пружинные, в которых для увеличения чувствительности дополнительное регулирование работы клапана осуществляется при помощи постоянных магнитов (рисунок 1.2,л) или электромагнита - соленоидной катушки, притягивающей шариковый клапан из магнитного материала (рисунок 1.2,м). В ряде случаев в конструкции последнего типа пружина может вообще отсутствовать, но это требует постоянного задействования соленоида; - пружинные с эжекторным устройством (рисунок 1.2,н), в которых управляющее усилие создается силой затяжки пружины и силой давления газа в полости А. Давление в полости А изменяется с помощью эжекторного устройства; - рычажно-пружинные (рисунок 1.2,о), в которых управляющее усилие создается силой затяжки пружины и передается на замыкающий орган (золотник) с помощью рычажного механизма. Рычажный механизм позволяет увеличить ход замыкающего органа. Такие клапаны применяются в газогидравлических магистралях с большим расходом рабочей среды; - клапаны с газовой камерой (рисунок 1.2,р,с), в которых управляющая нагрузка воспроизводится силой давления сжатого газа ру, подаваемого в управляющую полость А и действующего на мембрану. Такие клапаны чувствительны к колебаниям параметров окружающей среды, вызывающим изменение давления в газовой полости А. Дополнительным недостатком "газовых" пружин в сопоставлении с металлическими является их относительно невысокая надежность, так как стабильность величины давления рабочего тела, используемого в качестве упругой среды, полностью зависит от качества герметизирующих уплотнений по стыкам камеры и соответственно мембраны; - клапаны, в которых управляющее усилие возникает полностью (рисунок 1.2,с) или частично (рисунок 1.2,п) за счет упругих сил чувствительного элемента; - грузовые, рычажно-грузовые и блочно-тросовые грузовые (рисунок 1.2,т) с прямым и непрямым нагруженном замыкающего органа. Клапаны данного типа в настоящее время имеют ограниченное применение, так как у них ограничена величина усилия на замыкающий орган и существует вероятность возникновения вибрации рычажно-грузовой системы. По виду демпфирования замыкающего (рабочего) органа ПК подразделяются на клапаны с демпферами сухого трения, с газовыми или жидкостными демпферами (рисунок 1.2,п - демпфирующая способность сильфонной камеры определяется диаметром жиклера сІж ; рисунок 1.2,р - демпфирующая способность замембранной камеры В определяется зазором в сопряжении золотника с корпусом) и демпферами смешанного типа. ПК прямого действия по характеру перемещения золотника (замыкающего органа) делятся на: - клапаны пропорционального действия (рисунок 1.2,п), работа которых характеризуется равномерным открытием клапана по мере превышения давления в системе над давлением открытия клапана; - клапаны двухпозиционного действия (рисунок 1.2,е), работа которых характеризуется тем, что с превышением давления в системе над давлением начала открытия клапан открывается сразу на всю величину хода замыкающего органа и начинает пропускать максимальный расход. При дальнейшем увеличении давления пропускная способность клапана увеличивается незна 21 чительно лишь за счет роста плотности газа. Для таких клапанов характерны только два положения замыкающего органа: "полностью закрыт" (р р„ ) или "полностью открыт" (p pll J гдерн - давление настройки клапана. Двухпо-зиционная работа клапана обуславливается его конструктивным исполнением. В момент отрыва замыкающего органа от уплотнительной поверхности седла к статическому давлению рабочей среды, действующему на замыкающий орган по площади седла, добавляется дополнительная подъемная сила, возникающая за счет воздействия статического давления и давления потока жидкости на площадь поверхности замыкающего органа; - клапаны со скачкообразным открытием (при давлении, близком к максимально допустимому в системе) и пропорциональным закрытием. При мером конструкции ПК данного вида является клапан с постоянными магни тами (рисунок 1,2,л). ПК прямого действия по высоте подъема замыкающего органа делятся на три группы: - полноподъемные клапаны (рисунок 1.2,л) двухпозиционного действия, в которых благодаря специальным устройствам, способствующим увеличению подъема замыкающего органа, достигается максимальная высота подъема Нтах 1/4 Dc, где Ц. - диаметр проходного сечения седла. В таких клапанах, называемых также полнопроходными, проходное сечение открытого клапана равно или более проходного сечения седла; - среднеподъемные (или средиепроходные) клапаны двухпозиционного действия (рисунок 1.2,н), в которых достигается максимальная высота подъема Hmax=(\/\0+\JlT)Dc, В таких клапанах только проходное сечение клапана при максимальном открытии больше проходного сечения седла; - малоподъемные (малопроходные) клапаны пропорционального действия (рисунок 1.2,д), в которых Нтах =(1/12+1/20)DC. В таких клапанах перемещение замыкающего органа пропорционально давлению рабочей среды, а проходное сечение клапана меньше проходного сечения седла /97/. Необходимо отметить, что правилами Госгортехнадзора /97/ принято деление клапанов лишь на две группы: малоподъемные с Нтах =( 1/40+1 /20)Dc и полноподъемные с Итах 1/4 Д.. ПК прямого действия по виду сообщения выходной полости с окружающей средой подразделяются на две группы: - открытые клапаны, в которых рабочая среда из выходной полости клапана направляется непосредственно в атмосферу. Такие клапаны приме няются в воздушных, азотных и ряде других систем. В некоторых ПК сбра сываемая среда направляется предварительно в магистраль сброса (в том числе в жидкостную), а оттуда в атмосферу. Известны конструкции предохранительных клапанов на криогенные среды (водород, природный газ и др.), в которых среда после поступления в накопитель (магистраль сброса) направляется на дожигание в сопло двигателя, что существенно улучшает экологические характеристики энергетических установок.

Оценка ресурса клапанного уплотнителя пружинного предохранительного устройства при варьировании скоростью посадки клапана на седло

Кратко охарактеризуем работу устройств данного типа. В конструкции ПК на рисунке 1.3,а основной затвор выполнен в виде дифференциального поршня-клапана, который открывается, сообщая вход и выход только в момент подачи входного давления в полость А дифпоршня после открытия вспомогательного пружинного клапана. Для исключения гидроудара в момент открытия ПК в его управляющей магистрали иногда размещают компенсаторное устройство в виде мембранного или сильфонного механизма или регулируемого дросселя, связанного с атмосферой и др.

В конструкции на рисунке 1.3,6 открытие основного затвора (золотник-мембрана) осуществляется только при перекладке двухседельного клапанного золотника, жестко связанного с чувствительным элементом в виде под-пружинной герметичной мембраны. При перекладке двухседельного клапана за счет перемещения чувствительного элемента полость А отсекается от входной полости с давлением р; и сообщается с выходной (рг), что обеспечивает открытие основного затвора.

На рисунке 1.3,в представлена конструкция ПК с рычажио-шарнирной подвеской поршня и тарели клапана. Ось вращения рычажно-шарнирной подвески обладает возможностью смещения в осевом направлении относительно поршня и тарели клапана за счет подпружиненного плунжера, в теле которого размещена ось вращения. Смещение плунжера под действием сил давления среды влево изменяет длину плеч рычажного механизма (плечо поршня увеличивается, плечо тарели уменьшается), что обеспечивает открытие тарели клапана при расчетном входном давлении. Достоинство конструкции - отсутствие прямой связи между пружиной и запорным органом. Это обеспечивает исключение возможности пульсации и автоколебаний движущихся частей клапана (пружины и запорного органа), так как их геометрические оси и развиваемые ими усилия непараллельны и срабатывают в разных плоскостях, что исключает одно из условий совпадения собственных частот колебаний (резонанса) движущихся одновременно элементов; - клапаны с управлением от постороннего источника давления (рисунок 1.3,г,д). Обычно они применяются в магистралях с агрессивной, токсичной или сильно загрязненной рабочей средой, а также в условиях повышенных или пониженных температур. Источником давления в управляющей полости чаще всего служит сжатый воздух.

В конструкциях на рисунке 1.3 ,г применен комбинированный клапанный механизм основного подпружиненного клапана, разобщающего вход от выхода. Внутри основного клапана размещен двухседельный вспомогательный, нагруженный подпружиненным поршнем, к которому подведено входное давление. При заданном давлении вспомогательный клапан перекладывается с малого седла на большое, отсекая управляющую полость А от дренажной полости В. При этом происходит перераспределение усилий от управляющего/ и входного pi давлений на комбинированном клапаном механизме, и основной клапан открывается, сообщая вход с выходом. В режиме аварийной работы при неожиданном исчезновении или наличии сбоев в подаче управляющего давления давление открытия клапана определяется усилием пружин, но в этом случае герметичность запорной пары резко снижается.

В клапане, показанном на рисунке 1.3,д, источником давления в управляющей полости служит воздух, который подается на дифференциальный поршень привода и обеспечивает дополнительное уплотнение главного затвора. Чувствительным элементом усилителя является трубка Бурдона, При давлении в системе, равном рабочему давлению и ниже, заслонка выведена из плоскости сопла и клапан с мембранным приводом под действием давления воздуха закрыт. При аварийном повышении давления в системе рабочая среда воздействует на трубку Бурдона, и заслонка перекрывает поток воздуха из сопла. Мембранный клапан открывается, и на дросселе за счет возникающего потока срабатывает перепад давления. Давление воздуха под порш 26 нем привода падает, способствуя закрытию главного затвора в момент подачи воздуха. В таких ПК применяют стандартные элементы пневмоавтоматики, которые для надежности часто дублируются. При отсутствии воздуха клапан работает как обычный ПК прямого действия; - клапаны с управлением от электрического устройства (рисунок 1,3,е). В таких клапанах привод состоит из двух электромагнитов - закрывающего и открывающего. Чувствительным элементом в них обычно является трубка Бурдона. При изменении давления в системе рабочая среда воздействует на трубку Бурдона, которая перемещает ручку потенциометра, включенного вместе с электромагнитами А и В в электрическую цепь. В зависимости от величины давления (превышение или соответствие расчетному значению давления среды) намагниченный шарнирно подвешенный толкатель С перемещается либо в сторону электромагнита В, либо в сторону электромагнита А. В первом случае это приводит к снижению усилия поджатая затвора к седлу и ПК открывается, сбрасывая на выход избыточное давление. Во втором случае усиление поджатая затвора к седлу увеличивается, и ПК закрывается. ПК непрямого действия по виду усилителя делятся на три группы: - клапаны с усилителем в виде клапанного устройства (рисунок 1.3,а-г). Такие предохранительные клапаны обычно применяются при значительных расходах газожидкостных рабочих сред; - клапаны с усилительными устройствами типа "сопло-заслонка" (рисунок 1.3 ,л). Такие клапаны обладают высокой чувствительностью и допускают большой диапазон регулирования; - клапаны с усилителем электроконтактного типа (рисунок 1.3,е). Они применяются в газовых магистралях во избежание гидравлического удара жидкости при резком открытии и закрытии клапана. В ряде случаев ПК классифицируют по виду изменения давления на приводе (с приводом нагрузки - рисунок 1.3,6; с приводом разгрузки - рисунок 1.3,а), в том числе с комбинированием приводов нагрузки и разгрузки. По остальным признакам ПК непрямого действия имеют классификацию, аналогичную классификации ПК прямого действия. Некоторое отличие состоит в том, что в ПК непрямого действия в качестве чувствительного элемента кроме рассмотренных ранее применяются еще и трубки Бурдона.

Совершенствование известных и разработка новых способов и средств обеспечения динамического качества пружинных клапанных агрегатов при срабатывании

Одна из основных задач современного клапанного агрегатостроения — создание высокоэффективных (с стабильными в эксплуатации выходными параметрами при выработке назначенного ресурса) агрегатов защиты и предохранения ПГС транспортной техники в условиях неуклонного роста мощностей, срока службы и минимизации металлоемкости ЭУ. Это стимулирует разработку способов и средств снижения вибрационных и ударных воздействий на упругоподвешенные рабочие органы самодействующих пружинных клапанов (клапанно-седельной пары, чувствительные элементы типа мембран, сильфонов, плунжеров и пр.) за счет установки между агрегатом автоматики и виброактивным основанием транспортного средства средств вибро, -ударозащиты типа аккумуляторов энергии, демпферов и виброизоляторов различной физической природы.

Исследованием функциональных возможностей находящихся в эксплуатации средств виброзащиты и созданию перспективных виброзащитных систем и устройств посвящены работы К.С.Колесникова, К.В.Фролова, Н.Д.Кузнецова, В.П.Шорина, Я.Г.Пановко, Р.Ф.Ганиева, М.Д.Генкина, Р.И.Фурунжиева, А.И.Белоусова, Д.Е.Чегодаева, М.З.Коловского, В.О.Коненко, А.Д.Дербаремдикера, В.И.Кольцова, В.Б.Ларина, С.В.Елисеева, В.В.Болотина, А.В.СинееваДО А.М.Певзнера, Ф.А.Фурмана, В.В.Гурецкого, Д.С.Карнопа, Д.Е.Ружичка, А.К.Трике, Р.Р.Аллена, Д.У.Шуберта, Л.А.Савина, О.П.Мулюкина, В.А.Антипова и многих других российских и зарубежных ученых.

Подробно о вкладе этих ученых в конструкционное демпфирование рассказано в книгах Д.Е. Чегодаева и его соавторов /73, 129, 130/ явившихся заметным явлением в науке после выхода в свет монографий Я.Г.Пановко /88, 89/. Анализ научно-технической информации и патентной документации показал, что наиболее значительный вклад в развитие динамики подвижного состава, являющейся частью общей программы обеспечения необходимых ходовых качеств транспортных средств, систем демпфирования и виброизоляции внесли отечественные ученые Е.П. Блохин, С.В.Вертинский, М.В.Винокуров, Л.О.Грачев, Л.А.Кальницкий, А.А.Камаев, М.Л.Корогенко, Н.Н.Кудрявцев, В.А.Лазарян, А.А.Львов, Л.Н.Никольский, М.П.Пкхом, А.А.Попов, А.Н.Савоськин, Т.А.Тибилин, В.Ф.Ушкалов, И.И.Челноков, В.Я.Яковлев и др., а также зарубежные исследователи Дегалю, Картер, Коффман, Матуши.

В работах названных и других ученых охарактеризованы проблемы фундаментального исследования колебательных процессов в транспортных экипажах, установлены критерии плавности хода, устойчивости против схода с рельсов, опрокидывания и выжимания вагонов из состава поезда, проанализированы способы уменьшения извилистого движения и вибраций кузовов, возникающих при взаимодействии ходовых частей и пути /70/.

Работа /98/ посвящена анализу характеристик разнообразных систем релаксационного демпфирования и созданных на их основе средств демпфирования и виброзащиты агрегатов авиационной и ракетно-космической техники. Представлена методология исследования таких систем с линейными и нелинейными характеристиками, принципы конструирования, технология изготовления и примеры доводки эксплуатационных характеристик изделий на базе модели гистерезиса единой математической формы, учитывающей предъисторию нагружения упругодемпфирующего элемента.

В работе /73/ представлен цикл исследований систем конструкционного демпфирования с акцентированием особенностей свойств, применяющих-ся в ДЛА многослойных гофрированных демпферов. Предложен ряд методик расчета демпферов при различных видах их нагружения и примеры конструктивного использования демпферов (семейство ГТД «НК», ракетные двигатели «Энергия - Буран» и др.). Вопросы синтеза управляющих алгоритмов, принципы построения конструкций и результаты исследований активной гидравлической виброизоляции на базе стандартного набора ПГС (дросселей, гидроцилиндров, регуляторов и клапанных устройств с упругоподвешенными ИО) рассмотрены в /129/. Оценены области применения и эффективность средств виброизоляции с само подстройкой и алгоритмически управляемой жесткостью.

В работе /126/ изложены теория, конструкторско-технологические принципы и приемы создания и эксплуатации высоконадежных упругодемп-фирующих элементов систем и средств виброударозащиты из упругопористо-го материала MP, разработанного СГАУ в 70-е годы XX века для нужд аэрокосмической отрасли. Здесь же представлены примеры практической реализации приемов безотходной технологии изготовления из материала MP рабочих органов изделий для различных отраслей отечественной промышленности.

Вопросы теоретического и экспериментального исследования динамических характеристик гидромеханических систем агрегатов с учетом воздействия процессов в гидравлических и механических элементах освещены в /70/. Особое внимание уделено исследованию виброакустических характеристик насосных агрегатов, трубопроводов и емкостей, а также разработке методов и средств снижения виброакустических нагрузок в гидродинамических системах. Представлены конкретные примеры использования разработанных методов и устройств снижения виброакустических нагрузок в авиационных гидромеханических и топливных системах, а также в гидромеханических системах станков и оборудования.

Наиболее полно последние достижения ученых и практиков по оценке влияния характеристик регулирующих устройств на виброизолиругощиес-войства активных виброзащитных механизмов освещены в работе /130/. При этом показано:

Похожие диссертации на Исследование и обеспечение динамического качества пружинных предохранительных клапанов пневмогидросистем железнодорожного транспорта

Исследование и обеспечение динамического качества пружинных предохранительных клапанов пневмогидросистем железнодорожного транспортаКшуманев Сергей Васильевич

Обеспечение допустимого уровня вибраций системы связанных роторов на основе исследования критических частот вращения с использованием модульного принципа Трифонов Федор Михайлович

Обеспечение динамических качеств управляемых клапанных агрегатов пневмогидравлических систем Новикова Вера Николаевна

Обеспечение динамического качества смазочных систем машин переменной структурыРыбальченко Дмитрий Евгеньевич

Исследование транспорта электронов через сверхпроводящую наночастицуСмолянкина Ольга Юрьевна

Исследование транспорта радиационно-генерированных носителей заряда в полимерахКундина Юлия Феликсовна

Исследование одноэлектронного транспорта в наноструктурах молекулярного масштабаШорохов Владислав Владимирович

Исследование электронного транспорта в планарных наноструктурах молекулярного масштабаСтепанов Антон Сергеевич

Теоретическое исследование электронного транспорта в молекулярном одноэлектронном транзистореГерасимов Ярослав Сергеевич

Исследование ловушек и электронного транспорта в оксидокремниевых композитахГригорьев Леонид Владимирович