Условие безударной посадки тарелки клапана на седло.

Для определения основных размеров клапана поршневого насоса (диаметр отверстия седла, диаметр тарелки, максимальная высота подъема клапана, вес тарелки и сила натяжения пружины) производится гидравлический расчет, после чего определяются остальные конструктивные размеры деталей клапана. Расчету на прочность подвергается тарелка клапана, а также устанавливается возможность наиболее длительной эксплуатации взаимно соприкасающихся поверхностей тарелки и седла клапана.

Если через клапан поршневого насоса перекачивается двухфазная жидкость с содержанием твердой фазы (например, глинистый раствор), абразивные свойства которой могут разъедать смачиваемую поверхность седла. Опорные поверхности тарелки и седла клапана, то тарелку и седло клапана у таких насосов изготавливают из легированных сталей с последующей термической обработкой отмеченных поверхностей, что увеличивает их твердость и сопротивляемость износу.

Спокойная работа клапана может быть обеспечена при отсутствии стука в процессе посадки тарелки на седло. В настоящее время существуют несколько методов определения условий безударной посадки тарелки на седло клапана.

При работе на воде максимальная скорость посадки тарелки клапана на седло, при которой появляется стук, составляет мм/с.

Профессор И. И. Куколевский опытным путем установил, что посадка тарелки клапана на седло происходит без заметного стука, если мм/с, где - максимальная высота подъема тарелки клапана, мм; - угловая скорость вращения кривошипа.

При , где n – частота вращения кривошипа, мин^-1, мм/с, или при

(80)

С помощью этого выражения можно определить при известном n.

Большее значение зависимости (68) следует принимать для более легкой тарелки клапана, у которой скорость посадки и запаздывание закрытия меньше, чем у массивных клапанов, работающих при тех же условиях. Важное значение, для работы клапанов имеет вязкость перекачиваемой жидкости, с увеличением которой смягчается посадка тарелки на седло.

Конструкция клапанов современных буровых поршневых насосов, предназначенных для перекачки глинистых растворов, вязкость которых больше, чем вязкость воды, позволяет осуществлять безударную посадку тарелки клапана при

В этом случае обеспечиваются приемлемая скорость посадки тарелки клапана и достаточный срок службы.

В буровых поршневых насосах причиной износа клапана является не ударная посадка тарелки клапана со стуком, а наличие в промывочной жидкости твердых частиц, которые, попадая на опорную поверхность клапана, вызывают местное поверхностное выкрашивание. При этом нарушается герметичность, что и становится причиной разрушения резинового уплотнения.

После определения расчет производят с использованием формулы (45). С помощью этой формулы запишем выражение для определения диаметра тарелки клапана:

Коэффициенты расхода можно найти при помощи формул (54), (58) и (59). Если конструкция клапана и условия его эксплуатации не позволяют использовать отмеченные эмпирические формулы, то для определения μ следует воспользоваться опытными данными. Коэффициент расхода должен как можно меньше отличаться от максимального (для воды ).

Величина теоретической скорости с_щ обычно берется в пределах 3 – 6 м/с. При перекачке вязких, горячих и легкоиспаряющихся жидкостей теоретическая скорость истечения из – под клапана может быть и меньше, чем 3 м/с. Если поршневой насос работает с отрицательной высотой всасывания, то скорость с_щ может быть больше, чем 6 м/с (у быстроходных поршневых насосов с об/мин можно принять м/с).

Скорость в отверстии седла нагнетательного клапана принимается от 2 до 4 м/с. а в седле всасывающего клапана – от 1 до 3 м/с. Зная скорость с_щ определяют нагрузку на клапан при помощи формулы

. (81)

После преобразования выражения (81) формула для расчета натяжения пружины запишется следующим образом:

. (82)

Силу тяжести G тарелки клапан и пружины в перекачиваемой жидкости надо принимать как можно меньше для уменьшения массы и связанной с ней инерции.

При закрытом клапане натяжение пружины должно составлять

По известным формулам определяют размеры пружины:

1. диаметр проволоки:

, (83)

где -радиус пружины; - допускаемое напряжение кручения;

2. число витков:

, (84)

где - постоянная пружины (85)

( - модуль упругости второго рода, модуль сдвига).

Радиус пружины выбирается из конструктивных соображений. Ширину а опорной поверхности тарелки клапана обычно берут в пределах 2 – 5 мм.

Во избежание смятия и возникновения остаточной деформации опорную поверхность клапана следует проверить на удельное давление. Допускаемое удельное давление при закаленных опорных поверхностях клапана 78,4 МПа.

В клапанах буровых поршневых насосов проекция площади опорной поверхности тарелки на плоскость, перпендикулярную к оси клапана, определяется по допускаемым удельным давлениям так, чтобы в пределах ещё можно было поместить резиновое уплотнение шириной 7 – 9 мм.

Для клапанов буровых насосов ,

а ширина резиновой поверхности .

Толщина тарелки клапана δ_кл должна обеспечить соответствующую жесткость с тем, чтобы прогиб её не нарушал герметичность клапана.

Тарелка клапана рассчитывается как круглая пластина, нагруженная равномерной нагрузкой и опирающаяся на жесткий контур. Расчетная формула записывается так:

, (86)

где d_с – диаметр отверстия седла клапана; р_н - наибольшее давление в цилиндре; - допустимое напряжение изгиба пластины.

Установлено, что нормальная, безударная работа клапана происходит при соблюдении условия:

h_max∙n ≤ 700, (87)

где h_max – максимальная высота подъёма тарелки над седлом, мм; n – число двойных ходов поршня в минуту.

У современных буровых насосов максимальная высота h_max подъема тарелки над седлом составляет в среднем 6 мм, но у некоторых насосов она может достигать 10 – 15 мм.