КЛАПАННАЯ ГРУППА КРИВОШИПНОГО НАСОСА

Полезная модель относится к области объемных насосов с кривошипными механизмами и может быть использована в многоплунжерных или многопоршневых насосах [1, 3], например, для закачивания под высоким давлением технической (в том числе загрязненной и минерализованной) воды и полимерных растворов в технологические скважины для поддержания пластового давления при добыче нефти, а также в ряде других случаях.
Клапанная группа является важнейшей составной частью любого многоплунжерного или многопоршневого насоса и ее устройство, и параметрические характеристики могут рассматриваться только совместно с данным типом гидравлической машины. Тем не менее важнейшие параметрические характеристики и конструктивные устройства клапанных групп остаются общие для большого класса объемных гидравлических машин.
Известна клапанная группа (патент США 3324880 производственной компании TRW Mission) [2], содержащая, фиг.1:
1) клапан с конически-расходящейся поверхностью сопряжения и с узкими направляющими ребрами поз 1.1;
2) уплотнение клапана поз 2;
3) крепежные детали уплотнения клапана поз 3;
4) седло с полнопроходным цилиндрическим отверстием и конически-расходящейся поверхностью сопряжения поз 4;
5) пружину поз 5.
Поверхности сопряжения для клапанной группы фиг.1 приведены на фиг.2.
Центрирование клапана поз 1 в полнопроходном цилиндрическом отверстии седла поз 4 осуществляется с помощью четырех узких направляющих ребер поз 1.1, являющихся частью клапана.
В кривошипном насосе клапан поз 1 совершает пропуск жидкости в одном направлении под действием перепада давления. При этом открытие клапана, его перемещение и посадка на сопрягаемую поверхность седла подчиняются закономерности, известной как закон Вестфаля [3].
Известная клапанная группа фиг.1 имеет следующие недостатки:
1) Направляющие ребра клапана представляют собой узкие поверхности скольжения, которые с большой частотой перемещаются в цилиндрическом отверстии седла. При относительно быстром износе направляющих ребер из-за увеличения радиального зазора δ (фиг.1) возрастает поперечная вибрация клапана под действием турбулентности потока жидкости и неравномерности поля давления в клапанной щели. Продольная и поперечная вибрация клапана при движении порождают вредные высокочастотные колебания жидкости, распространяющиеся по гидравлическим каналам. Дальнейший износ направляющих ребер приводит к перекосу и заклиниванию клапана в седле.
0
о
2) В конце хода, когда плунжер (поршень) находится в мертвой точке, сопрягаемая поверхность клапана зависает над ответной сопрягаемой поверхностью седла на некотором расстоянии h фиг.3, определяемой дифференциальным уравнением Вестфаля [3]. При реверсе хода плунжера (поршня) часть объема жидкости возвращается обратно в полость вытеснения через открытую на величину ho клапанную щель, снижая тем самым величину подачи насоса. На фиг.4(а) и 4(б) показано последовательное приближение клапана к седлу с момента его нахождения над седлом на расстоянии h. При
o
h→0 происходит касание натяга уплотнения клапана Δ сопрягаемой поверхности седла, энергия удара которого пропорциональна квадрату скорости клапана. Значительные удары клапана о седло приводят к ускоренному разрушению их сопрягаемых поверхностей.
o
3) Сопрягаемые поверхности клапана и седла образуют конически-расходящуюся клапанную щель, параметры которой при всех прочих равных условиях обуславливают большую величину зависания h, чем клапанные группы с цилиндрически расходящейся щелью [3].
Предлагаемая полезная модель фиг.5 и фиг.6 содержит:
1) клапан поз 2 с направляющей втулкой, имеющей выпускные окна, и цилиндрически или конически расходящуюся поверхность сопряжения;
2) уплотнение клапана поз 4;
3) крепежные детали поз 3 и поз 6 уплотнения клапана;
4) седло поз 5 с цилиндрически или конически расходящейся поверхностью сопряжения;
5) пружину поз 1.
к
Все обозначения относятся к закрытому состоянию клапана и седла, т. е. когда поверхности сопряжения клапана и седла совмещены. Сопряжения седла и клапана для цилиндрически или конически расходящихся поверхностей Рс и Р показаны соответственно на фиг.7 и фиг.8.
max
с
o
к
с
max
o
Центрирование клапана в проходном цилиндрическом отверстии седла осуществляется с помощью направляющей втулки, являющейся продолжением клапана. При этом часть направляющей втулки клапана выступает за торец Т седла (фиг.5 и фиг.6) на величину не менее h, т.е. предельной величины подъема клапана за ход поршня (плунжера). Выпускной уровень окон в направляющей втулке Ров располагается в плоскости находящейся ниже выпускного уровня поверхности сопряжения седла Р на величину h, т. е. на величину зависания поверхности сопряжения клапана Р над поверхностью сопряжения седла Р во время установившейся работы. Величины параметров h и h устанавливаются расчетным путем и инструментальными замерами для каждого конкретного типа насоса.
Работает полезная модель следующим образом.
В кривошипном насосе, как и в случае с известной клапанной группой фиг.1, под воздействием напора и перепада давления жидкости клапан на фиг.5 и фиг.6 открывается, совершая пропуск жидкости в одном направлении в соответствии с законом Вестфаля [3]. Тем не менее от известной клапанной группы фиг.1 имеются существенные положительные отличия.
к
с
o
к
с
На фиг.3 показан характер движения клапана П как функция обобщенной координаты α=ωt [4], где: h - текущее расстояние поверхности сопряжения клапана Р от поверхности сопряжения седла Р при пропуске жидкости через сливные окна; h - величина зависания поверхности сопряжения клапана Р над поверхностью сопряжения седла Р; ω - угловая скорость коленчатого вала;
t - время.
ов
с
o
В момент времени, когда плунжер (поршень), например, в режиме вытеснения жидкости находится в мертвой точке, уровень выпускного окна Р совмещается с уровнем сопряжения седла Р фиг.9(а). Клапан зависает над седлом на высоте h. При реверсе хода плунжера (поршня) объем жидкости, находящийся между сопрягаемыми поверхностями клапана и седла при их сближении, вытесняется с большой скоростью в радиальном направлении от центра на периферию фиг.9(б). Проникновению основной доли объема жидкости в плунжерную (поршневую) полость препятствует порог верхнего уровня
с
сливных окон. В результате в указанном объеме жидкости создается локальное повышение давления, которое многократно увеличивается в момент касания натяга уплотнения клапана Δ сопрягаемой поверхности седла Р фиг.9(б). В результате торможения происходит снижение энергии удара клапана о седло, а большая часть перекачиваемой жидкости, находящаяся в объеме, офаниченном сопрягаемыми поверхностями и порогом окон, не сливается обратно в плунжерную (поршневую) полость.
max
По мере возрастания количества жидкости, проходимой через клапанную щель в единицу времени, происходит удаление сопрягаемой поверхности клапана от сопрягаемой поверхности седла, которое достигает своего равновесного положения при h. Одновременно увеличивается пропускная площадь окон в направляющей втулке, а боковая площадь сопряжения направляющей втулки и центрирующего отверстия седла достигает своего геометрического максимума. В результате резкого увеличения боковой поверхности скольжения направляющей втулки клапана и седла, а также уменьшения их радиального зазора, многократно снижаются их износ. Поперечная составляющая движения клапана в радиальном направлении практически сводится к нулю.
В целом это приводит к:
1) повышению средней наработке до отказа клапанной группы;
2) повышению средней наработке на отказ насоса;
3) повышению коэффициент подачи насоса;
4) снижению вибрации насоса и нагнетательного трубопровода.
Литература
1. ГОСТ 17398 Насосы Термины и определения.
2. Продукция производственной компании TRW Mission (см. приложение).
3. И.А.Чиняев Поршневые насосы. М-Л.: Машиностроение, 1966 г..
4. Штейнвольф Л. Н. Динамические расчеты машин и механизмов. М-К.: Машгиз, 1961 г.