Содержание к диссертации
Введение
1. Динамическая система «привод-тормозное устройство- клапан» как объект исследования 8
1.1.Анализ выбора конструкций и расчета параметров приводных механизмов клапанно-седельных пар гидропневмотопливных агрегатов 8
1.1.1. Энергетические аспекты расчета управляемых клапанных агрегатов с регулируемыми параметрами пневмотормозных устройств 14
1.1.2.К опенке демпфирующей способности стандартных силовых гидроцилиндров 21
1.2.Обзор опубликованных работ по исследованию динамики подвижной системы «привод - клапан» 27
1.3.Выводы. Цель и задачи исследования 30
2. Аналитическое исследование динамики управляемых клапанных агрегатов с регулируемым на рабочем ходе усилием привода 33
2.1. Классификация и особенности видов приводных устройств для управляемых клапанных агрегатов 35
2.2. Выбор и расчет средств торможения пневматического поршневого привода управляемого клапанного агрегата 40
2.3. Динамическая модель управляемого клапанного агрегата с поршневым пневмотормозом 50
2.3.1.Общие сведения о модульной классификации динамических моделей транспортных машин и агрегатов 50
2.3.2 Моделирование переходных процессов управляемого клапан ного агрегата с пневматическим тормозным устройством 55
2.3.2.1. Упрощенная математическая модель и анализ динамического взаимодействия подвижных звеньев управляемого клапанного агрегата с пневматическим тормозным устройством 55
2.3.2.2. Обобщенная конструктивно-расчетная схема управляемого клапанного агрегата с пневматическим тормозным устройством 60
2.3.2.3.Обеспечение заданного качества переходного процесса в пневматическом тормозном устройстве управляемого
клапанного агрегата 64
2.4. Выводы 74
3. Экспериментальное исследование способов управления движением поршневого пневматического привода управляемого клапанного агрегата 76
3.1. Физическое моделирование пневматического тормозного механизма клапанного приводного агрегата. 77
3.2. Исследование АЧХ клапанного имитатора при внешнем ударном нагружении 84
3.3 Выводы 87
4. Практические рекомендации по конструкторско-технологическим аспектам созданияупрлвляемых клапанных агрегатов с регулируемой внешней нагрузкой и примеры их реализации 89
4.1. Направления систематизации и разработка новых конструктивных решений 89
4.1.1. Пассивное регулирование внешней нагрузки 89
4.1.2. Активное регулирование внешней нагрузки 115
4.2. Методика оценки технологического обеспечения надежности управляемых клапанных агрегатов на стадии производства 118
4.3. Выводы 127
Заключение ; 129
Литература
- Энергетические аспекты расчета управляемых клапанных агрегатов с регулируемыми параметрами пневмотормозных устройств
- Динамическая модель управляемого клапанного агрегата с поршневым пневмотормозом
- Исследование АЧХ клапанного имитатора при внешнем ударном нагружении
- Активное регулирование внешней нагрузки
Введение к работе
В клапанном агрегатостроении как за рубежом, так и в России четко отслеживается тенденция роста тактико — технических характеристик управляемых клапанных ГПТА, обусловленных ростом скоростей, грузоподъемности и энерговооруженности ЭУ транспортных средств виду: увеличения давления и расхода рабочих сред в трактах ПГС; расширения границ температурного диапазона рабочих сред из-за применения нетрадиционных для транспорта высококалорийных криогенных топлив типа СПГ и жидкого водорода; использования «всепогодных» синтетических жидкостей и масел с повышенными агрессивными и токсическими свойствами.
Это, в свою очередь, приводит к повышению динамической нагруженности клапанных агрегатов с возрастанием вероятности возникновения нештатных ситуаций из-за интенсификации неблагоприятных факторов (ударное взаимодействие элементов системы «привод - клапанно-седелышя пара», гидроудары, вибрации, пульсации давления и др.), приводящих к прочностным и усталостным поломкам элементов и узлов.
В условиях лимитирования массы и минимизации запасов прочности элементов клапанных агрегатов в соответствии с действующими нормативно-правовыми актами и ТУ предприятий и служб МГТС России, ужесточением требований к их экологической чистоте резко усложняется выполнение требований к надежности работы приводных клапанных механизмов в составе ПГС транспортных средств.
В связи с этим резко возрастает актуальность и практическая значимость современных направлений повышения надежности и технического уровня клапанных агрегатов систем железнодорожного транспорта: - разработка и внедрение в производство САПР с комплексным использова нием современных средств вычислительной техники в виде интеллектуальных сис тем на основе комплексной автоматизации; предельных проблемно соориентиро- ванных систем на базе персональных ЭВМ с созданием ППП, предназначенных для автоматизации проектирования технических систем на базе постоянно пополняю-
7 щего базиса конструктивных решений клапанных ГПТА различной физической природы; использование и разработка для управляемых клапанных агрегатов элементов и узлов, полученных при помощи критических технологий их изготовления (искусственный нетканный проволочный материал типа «МЕРЕТРАНС» и др.) с высокой термостойкостью в широком температурном диапазоне и пр.; проведение исследований динамической нагруженности подвижной системы «привод - КУ» с разработкой научно-обоснованнных рекомендаций ее проектирования и управления качеством динамических процессов при заданных показателях надежности и технического уровня.
Вышеизложенное предопределяет актуальность, научную новизну и практическую ценность диссертационной работы, нацеленной на исследование и разработку высокоэффективных (по быстродействию и минимизации ударных нагрузок) управляемых клапанных агрегатов с целенаправленным регулированием на рабочем ходе усилия привода.
Работа выполнена в НИЛ «Динамическая прочность и виброзашита транспортных систем» Самарской государственной академии путей сообщения в рамках отраслевой «Программы энергосбережения на железнодорожном транспорте в 1998-2000, 2005 годах» (Постановление Правительства от 04.07.98 №262 пр-у; Указание МПС РФ от 09.10.98 №Б-1 !66у) и «Программы обновления и развития средств автоматики и телемеханики» на 2000-2004 г.г. (Постановление Коллегии МПС РФ от 24-25 декабря 1999 г. №23).
Автор выражает искреннюю благодарность научному руководителю, д.т.н., профессору О.П.Мулкжину за ценные указания по обобщению аналитических и экспериментальных исследований, определению областей приложения полученных результатов и д.т.н., профессору кафедры «Прикладная механика» Орел ГТУ Савину Л.А. за методическую помощь в проведении исследований, внимание к работе, доброжелательность и полезные советы, высказанные им на всех стадиях выполнения работы, включая ее оформление.
Энергетические аспекты расчета управляемых клапанных агрегатов с регулируемыми параметрами пневмотормозных устройств
Режим работы тормозного устройства наряду с параметрами пневмопривода определяет динамику работы управляемого клапанного агрегата (рисунок 1.3).
Исходными данными для определения требуемых параметров тормозного устройства следует считать заданный закон движения клапана (см. главу 2). Дренаж 1 - корпус пневмопривода, 2 - поршень, 3 - шток, 4 - демпферная камера (пневмотормоз), 5 - крепеж, 6 - корпус клапанного устройства, 7 - клапан, 8 - седло, 9 -дроссель, Н - рабочий ход клапана (привода), М - масса клапана; F„ - площадь торцевой поверхности поршня 2 со стороны подачи управляющего давления среды Р)П]1.
Задача определения параметров тормозного устройства пневмопривода клапанного агрегата решается в три этапа:
При расчете тонкостенными считаются оболочки, у которых отношение толщины к радиусу срединной іюаср.чносіи не превышает 1/3 [30].. 1. Необходимо переместить клапан на расстоянии Н за определенное (или минимальное) время t с созданием в зоне контакта с седлом требуемого удельного контактного давления Яул (или погонной нагрузки q).
Исходя из этих условий определяется мощность пневмопривода N, которая принимается с учетом массы перемещаемых частей самого привода, возрастающей с ростом его мощности. На базе данных 1 этапа определяется режим движения пневмопривода до начала торможения с определением скорости х подвижных частей в начале торможения, Используя результаты расчетов на этапах 1 и 2, определяются параметры тормозного устройства пневмопривода клапанного агрегата.
Охарактеризуем закон движения пневмопривода клапанного агрегата с энергетической точки зрения в рамках оговоренных выше параметров (в целом «средней» скорости движения на заданном рабочем ходе) - рисунок 1.4.
Изменение скорости х привода по времени / на полном рабочем ходе при постоянном значении предельной мощности, развиваемой приводом. tp - время движения на участке разгона, tr - время движения на участке торможения, tr- время совершения полного рабочего хода.
Предположив, что силы сопротивления, за исключением сил инерции, постоянны, можно допустить, что угол а (тангенс которого по сути является ускорением) будет зависить от сил, развиваемых приводом, т.е. от его мощности. Очевидно, что с точки зрения обеспечения максимального КПД, угол а на всем участке разгона целесообразно поддерживать постоянным. Доказательства этого положения представлены в [7, 12] для двух возможных законов движения на этапе, предшествующем торможению (рисунок 1.5).
В варианте на рисунке 1.5,а участок разгона привода tp представлен в виде комбинации двух этапов: ti - время набора приводом максимальной (маршевой) скорости л- и t2 - время движения привода с маршевой скоростью Х,ШЧА. ДО начала торможения при потребном усилии привода Рк.
В варианте на рисунке 1.5, б движение привода на всем участке разгона tp равноускоренное, а максимальная скорость привода в конце этого этапа ( до начала торможения) равна хттР при потребном усилии Р,, .
Площади заштрихованных фигур (величины перемещений привода за время tp) (на рисунках 1.5, а и 1,5, б) равновелики, что позволяет принять средние скорости движения в указанных вариантах равными. осредненный коэффициент варьирования быстродействием привода. Лтах1 г} НГР-У В научно-технической литературе отсутствуют сведения о всестороннем исследовании динамики пневмоприводов в рамках зависимости (1.4), а результаты частичных исследований такого рода систематизированы ниже в разделе обзора литературы.
В клапанном агрегатостроении значение коэффициента разгона к обычно выбирают в пределах: кр=0,2.„0,5. (1.5) На базе (1.3) проиллюстрируем изменение зависимостей РР = /[кр) и imax = f\kА в предположении, что величины Р иіІШ известны (рисунок 3.6): 0,5В /\ О 0,2 0,4 0, Рисунок 1.6 - Зависимости Prk= f(kp) и ima4 = f[kp) на участке разгона при известных Рп и хт.„
Из вышеизложенного следует, что с энергетической точки зрения на этапе разгона более предпочтителен равноускоренный режим движения. К недостатку данного режима разгона следует отнести необходимость гашения более высокой скорости звеньев подвижной системы «привод-клапан».
Динамическая модель управляемого клапанного агрегата с поршневым пневмотормозом
В результате анализа результатов исследований отечественных авторов [25, 33, 39, 40] с целью упорядочения теоретических и экспериментальных исследований, установления общих характеристик различного вида динамических моделей транспортных систем автором дополненна классификация идеализированных динамических моделей (рисунок 2.6, где: О, 0 - соответственно основные и вторичные классификационные признаки динамических моделей; 1 - по особенностям структуры; 2 - по принимаемым во внимание или игнорируемым упругим свойствам звеньев; 3 - по учету случайных факторов; 4 - по физическим свойствам составляющих подсистем; 5 - по характеру связей; 6 - по особенностям математического описания; 7 - по основному назначению системы; 8 - по характеру распределения упругих инерционных звеньев).
Из представленных классов динамических моделей наиболее емки по классификационным признакам (структурообразованию) нелинейные модели (рисунок 2.7, где 1 и 2 - соответственно, основные классификационные признаки по структурообразованию и по виду нелинейности) [57, 68, 90, 92, 93].
Системы с нелинейной кинематической функцией, определяемой как отношение угловых скоростей входного и выходного звеньев и являющейся функцией перемещения входного звена, охватывают разнообразные механизмы: стержневые, кулачковые, карданные, оболочечные и другие.
Наиболее крупным разрядом нелинейных систем являются механизмы переменной структур (рисунок 2.8, где 1 и 2 - соответственно, основные классификационные призраки по принципу перестройки системы и по принципу действия).
Разумеется, что приведенные на рисунках 2.6 - 2.8 классификации не обладают исчерпывающей полнотой и требую дальнейшего развития и насыщения.
Примером такого дополнения служат некоторые способы управления динамической системой гидропневмоагрегатов за счет регулирования инерционной нагрузки (массы) исполнительного органа рабочем ходе и рассеивания его энергии путем преобразования поступательного движения в иные формы движения присоединенных масс, например, во вращательное или ортогонально поступательное.
Разумеется, что приведенные на рисунках 2.6 -2.8 классификации не обладают исчерпывающей полнотой и требуют дальнейшего развития и дополнения.
Примером такого дополнения служат представленные на рисунке 2.9 некоторые способы управления динамической системой пневм о гидроагрегате в, обеспечивающих рассеивание энергии движущегося к седлу клапана за счет преобразования его поступательного движения в иные формы движения присоединенных масс (вращательное и ортогонально-поступательное).
Охарактеризованная выше попытка создания классификационных структур нацелена на поиск путей систематизации расчетов всего многообразия динамических моделей современных агрегатов, эксплуатируемых и разрабатываемых для перспективных объектов. Очевидно, что возможности такой систематизации определяются качеством разработки «модулей», комбинацией которых по определенным правилам могут быть построены динамические модели различных видов. Представление динамических моделей как сочетание модулей различного типа обеспечивает корректную разработку компьютерных программ для комплексной оценки транспортных машин и механизмов, а, следовательно, автоматизацию самого процесса расчета.
Конструктивные схемы введения инерционных связей в структуру агрегата на базе: а - многозаходный трапециидальной резьбы (элементы 3,4); б - турболопастного клапана (лопасти 7, расположенные под углом к направлению потока рабочей среды); в -реечно-зубчатого зацепления; пд-шарнирно-рычажных механизмов 1 - клапан; 2 — седло; 3 — гайка с многозходной трапециевидной резьбой; 4 — винт; 5 — корпус; 6 - поршневой привод; 7 - лопасти; 8 - зубчатая рейка; 10 - зубонарезная часть поршня; 11 - пружина; 12 - центрирующий хвостовик; 13 - шарнир; 14 - рычаг, 15 - кулиса (плунжер); 16-паз; 17-упор; 18-шкиф; 19—трос; 20-груз. Из результатов анализа динамических моделей транспортных машин и агрегатов следует:
1. Важность учета в дискретных и дискретно-контитуальных моделях транспортных машин и механизмов параметрических степеней свободы кинематических звеньев.
2. С целью упорядочения теоретических и экспериментальных исследований систем и средств такого рода предложены дополненные классификации идеализированных динамических моделей и нелинейных систем, в том числе включающих механизмы переменной структуры.
3. Предложены оригинальные структурные решения и конструктивные схемы механизмов с упругими и инерционными элементами переменной структуры с дискретным изменением их выходных характеристик.
4.Показано, что представление динамических моделей в виде сочетания модулей различного типа обеспечивает корректную постановку задач по разработке компьютерных программ расчета параметров систем и средств вибро-, ударозащиты объектов и автоматизацию самого процесса расчета.
Упрощенная математическая модель и анализ динамического взаимодействия управляемого клапанного агрегата
Построение математической модели управляемого клапанного агрегата как динамической ударной системы предполагает использование уравнений Лагранжа второго рода, для составления которых необходимо знание кинетической и потенциальной энергии системы и величины обобщенной силы [14], дх где х,х - соответственно координата (перемещение) и скорость; Ек, Ер - соответственно кинетическая и потенциальная энергия; Р,- обобщенная сила. Упрощенная динамическая модель клапана представлена на рисунке 2.10.
Здесь Су — приведенная жесткость приводной системы клапана; с2 - приведенная жесткость стыков герметизирующих элементов; m — приведенная масса подвижных частей клапана.
К приведенной массе m приложено усилие Fnp, создаваемое приводной системой (приводом) и усилием Fc, действующим на приведенную массу m со стороны рабочей среды. Знак параметра Fc (плюс или минус) определяется конструкцией КУ (поддача давления среды на золотник либо под золотник). В данной схеме для упрощения не учитываются конструктивные особенности клапана (например, наличие упоров для массы m при внедрении седла в материал уплотнителя для ограничения нагружения уплотнителя с жесткостью с2; демпфирующие свойства материалов и др.) с целью получения на простейшей модели основополагающих соотношений для КУ.
Для простейшей динамической модели клапана максимальная динамическая нагрузка, возникающая при соударении уплотнительных элементов (клапана с седлом), может быть определена из соотношения: скорость клапана массой m в момент соударения клапана с седлом при выборе максимального хода хтах между ними; Fcmam - алгебраическая сумма сил, действующих на приведенную массу m в момент соударения (статическое усилие); Fma4 -максимальная динамическая нагрузка.
Исследование АЧХ клапанного имитатора при внешнем ударном нагружении
Погрешность измерения давления в процессе исследования складывались из погрешности датчика, усилителя, регистрирующего прибора и обработки осциллограмм. Для ее определения необходимо дополнительно учитывать неравномерность , АЧХ измерительного канала. Динамическая погрешность датчика ДМИ-3 в диапазоне частот 0...500 Гц не превышает ±5% от диапазона измерения. Полная погрешность датчика ад зависит от основной и динамической погрешностей. Средняя квадратичная погрешность измерения
Результирующая средняя квадратичная погрешность определения давления в камере при помощи тарировочного графика в соответствии с зависимостью для Аф:
Оптический датчик перемещения тарировался с помощью индикатора часового типа с ценой деления 0,01 мм. Перемещения поршня при этом осуществлялось посредством винтовой пары. Определение перемещения и средней квадратичной погрешности канала измерения перемещения производилось аналогично проведенному выше с помощью соотношений по Аф и по сгЛ2. Значение погрешности при этом составляло 6,2%.
Анализ уравнений (2.17) - (2.19), являющихся математической моделью клапанного механизма с демпфирующим устройством, позволяет сформулировать вывод: зависимая переменная (скорость движения исполнительного органа) не представима в виде суммы или произведения функций независимых переменных. Поэтому факторное планирование неприемлемо [1], и был принят классический план эксперимента, т.е. план, при котором все независимые, кроме одно, фиксиро-вались, а варьируемая переменная подвергалась рандомазии (изменялась случайным образом). Рандомазия варьируемой переменной позволяет исключить влияние на результата исследований любых нерегулярных внешних изменений, обусловленных окружающей средой, дрейфом нуля аппаратуры, дрейфом напряжений питающей среды и т.п.
Для выбора последовательности изменения условий эксперимента были использованы таблицы случайных чисел [54]. Три из имеющихся параметров (площадь, жесткость, масса) в соответствии с изложенным выше варьировали на четырех уровнях. После присвоения номеров уровням параметров из таблицы случайных чисел были выписаны последовательности чисел: две от 1 до 4 (2, 4, 1,3; 3, 4, 2, 1), а одна от 1 до 5 (4, 2, 5, 3, 1). В соответствии с ними в процессе исследований последовательность смены уровней параметров была такой: для дросселей - 0,6; 2,2; 0,2 и 1,5 мм; для пружин 4400, 7000, 2700 Н/м и 0; для массы 1,5; 0,5% 0,75; 0,25 и 1,0 кг.
Дублирование измерений в экспериментальных исследованиях не производилось, так как непосредственной перед каждым циклом замеров проводилась тарировка каналов измерений.
Результаты исследований представлены в виде зависимостей перемещения х плунжера, давления рк в демпферной камере от времени перекладки поршня из одного крайнего положения в другое и зависимостей скорости х плунжера и давления рк от перемещения х поршня (рисунки 3.3 -7-3,6). Верхняя кривая на графиках х = /(х) характеризует теоретическую скорость поршня при отсутствии диссипатив-ных сил (сухого и вязкого трения, аэродинамического сопротивления движущемуся поршню и пр.). Сопоставление характеристик, полученных экспериментально, с указанной зависимостью наглядно иллюстрирует возможности исследуемых способов управления качеством переходных процессов при варьировании динамических параметров на рабочем ходе исполнительного органа.
Из представленных зависимостей, полученных экспериментально, следует:
1. При отсутствии ограничений на быстродействие пневмопривода эффективным средством уменьшения скорости посадки клапана на седло является демпфирование при помощи пневмотормоза на базе специальных дросселирующих элементов, обеспечивающее кардинальное снижение энергии соударения поршня привода с клапаном с 25,21 до 1,45 Дж. (см. рисунки 3.3 б, в; 3.5).
2. Варьирование массой подвижных частей системы «привод-клапан» до 100% от ее начального значения при высокоэффективном демпфировании незначительно (до 10%) влияет на скорость пневматического поршневого привода (рисунок 3.5).
3. Влияние массы подвижных частей системы «привод-клапан» при отсутствии или малом демпфировании существенно возрастает, обеспечивая пропорциональное изменение скорости движущейся массы (см. рисунки 3.3, а, б).
4. Влияние жесткости пружинных звеньев на быстродействие и конечную скорость привода клапана качественно аналогично влиянию изменения массы (см. рисунок 3.4).
5. Сопоставление полученных аналитически (сплошные линии) и экспериментально (пунктирные линии) данных (рисунок 3.6) свидетельствует об удовлетворительном совпадении результатов. Расхождение (до 26%) объясняются неучетом в принятой модели сил сухого трения в сопряжении поршня в направляющими корпуса, нелинейностью жесткостной характеристики пружин, наличием остатков газа в подводящих трубопроводах и действующих на подвижную систему «привод-клапан» газодинамических сил.
6. Полярность воздействия и неоднородность динамических сил в управляемых клапанных устройствах с пневмодемпферными тормозными механизмами на быстродействие поршневого привода, с одной стороны, и на энергию соударения клапана с седлом, с другой, определяют выбор рациональных быстродействия, массы и скорости исполнительных органов из заданного ТЗ диапазона значений, а также выбор эффективных приемов управления с целенаправленным изменением параметров переходного процесса на рабочем ходе подвижной системы «привод-клапан».
Оно может обеспечиваться использованием: - дросселей с регулируемой площадью проходного сечения; - пружинных механизмов с переменным усилием затяжки упругих звеньев; - многомассных приводных устройств клапанных механизмов; - клапанных устройств с изменяемой газодинамической нагрузкой; - тормозных устройств с регулированием сил трения в сопряжениях подвиж-ных звеньев арматуры; - устройств коррекции и регулирования задающего усилия приводных механизмов.
Активное регулирование внешней нагрузки
Второй автономный привод, расположенный в корпусе 1 соосно запорному органу 13, выполнен в виде двух последовательно размещенных герметично соединенных сильфонов 25, 26 и обеспечивает при подаче управляющего давления со стороны «ОТКР.2» полное открытие агрегата на ход Н2.
Сброс управляющего давления среды со стороны «ОТКР.1» и «ОТКР.2» приводит под действием усилия от перепада давления рабочей среды на запорном органе 13 и усилия пружины 15 к посадке запорного органа 13 на седло 12, т.е. к пере + крытию тракта «Вход» - «Выход». Экстренное закрытие клапана осуществляется подачей управляющего давления среды со стороны «ЗАКР».
К агрегату предъявлены весьма жесткие требования по герметичности УС, т.е. сведение к минимуму непроизводительных перетечек рабочей и управляющей ере-ды через подвижные уплотнительные устройства (герметичность неподвижных УС обеспечивается, как правило, сваркой или пайкой). Для выполнения указанных требований в агрегате применено несколько сильфонных разделителей сред (4, 25, 26), пять клапанно-седельных пар (12, 13; 6, 7; 28, 31; 14, 30 и 22, 23) и два подвижных комбинированных уплотнения 5 и 24, 29. Подвижные уплотнения 5 и 24, 29 выполнены в виде набора фторопластовых С-образных манжет, нагруженных разрезной цилиндрической пружиной, и размещенным за ней резьбовым подпятником (на рисунке 4.14 уплотнения изображены схематично). Работа уплотнений 5 и 24, 29 наименее надежная с точки зрения герметичности, в общем цикле эксплуатации агрегата кратковременна, так как они участвуют в обеспечении функциональной работоспособности агрегата только при переходных режимах, а после перепуска ИО в тре-буемое положение из работы исключается, а герметичность УС обеспечивается за счет введения в действие соответствующих клапанно-седсльных пар, а именно: - при предварительном открытии агрегата на ход Н( при открытых клапанно-седельных парах 12, 13; 22,23; 31,28 и 14,30 закрыта клапанно-седельная пара 6, 7; - при полном открытии агрегата на ход ЬЬ при открытых клапанно-седельных парах 12, 13; 22, 23 закрыты клапанно-седельные пары 6,7; 31,28 и 14, 30; - при экстренном (аварийном) закрытии агрегата при закрытых клапанно-седельных парах 12, 13; 6, 7; 22, 23 открыты клапанно-седельные пары 31, 28 и 14, 30 (данное положение соответствует исходному при отсутствии подвода управляю щего давления среды к сторонам «ОТКР.2» и «ЗАКР».
Попутно отметим, что если за счет усилия от воздействия давления рабочей среды на поджатое запорного органа 13 к седлу 12 достичь требуемого удельного контактного давления герметизации Яул при принятых материале уплотнителя и профиле седла не удается, то повышение R);L до требуемой величины осуществляется за счет подачи управляющего давления среды по стороны «ЗАКР.» при закрытой клапанно-седельной паре 12, 13.
Одновременность посадки двух кинематически связанных клапанно-седсльных пар 12, 13 и 6,7 достигается за счет установки между запорными органами 13 и клапаном 7 пакета тарельчатых пружин 8, а также обеспечения гарантиро-ванного зазора в сопряжении законцовки 16 шток 10 с контактирующей конической поверхностью переходника 27.
Одновременность посадки двух других клапанно-седельных пар 28, 31 и 14, 30 достигается за счет соединения клапанов 28 и 30 через сильфонную пару 25, 26 при наличии гарантированного зазора в сопряжении переходника 27 с упором 18.
Применение двух соосно размещенных и герметично связанных сильфонов 25, 26 и принцип их нагружения продиктованы также тем обстоятельством, что продиктованы также тем обстоятельством, что заявляемые НТД [21, 22, 23] показатели надежности и срок службы гарантируются только при работе сильфона на сжатие и подводе давления среды не внутрь, а с наружной строны сильфона. Иной принцип нагружения сильфона резко снижает его функциональные показатели (рабочий ход, давление нагружения и гарантированное число циклов срабатываний).
Отметим, что конструктивное исполнение пускоотсечного клапана на ри к сунке 4.14 базировалось на видоизменение конструкции управляемого клапана од-норежимного действия (рисунок 4.15), причем на рисунках 4.14 и 4.15 принято одноименное обозначение позиций элементов устройств.
Задача ускорения или замедления работы клапанного устройства, например на режимах запуска и останова ЭУ, включая элементы аварийного открытия или закрытия клапана, решается конструктивным исполнением клапанного агрегата управления по конструктивно-расчетной схеме, представленной на рисунке 4.16 [16].
В исходном положении (до подачи управляющего давления среды со стороны «Управление 1» и «Управление 2») клапан 1 отжат от седла 2 (L=L2) под действием усилия пружины 3, превышающего усилие пружины 17. Положение оси вращения 11, обеспечивающее равенство плеч рычажно-шарнирного механизма 9, достигается отсутствующей настройкой пружин 7.
При подаче в агрегат управляющей среды со стороны «Управление 1» в силу равенства плеч рычага 9 (L[=Li), равенства диаметров, нагружающих плечи рычага 9 привода-клапана 1 и разгрузочного поршня 16, а также равенства усилий пружин 3 и 17 мгновенного закрытия клапана 1 (посадка на седло 2) не произойдет. Задержка в закрытии агрегата зависит от времени перемещении вправо дифференциального золотникового механизма (жестко связанные с осью вращения 11 рычага 9 и между собой золотник 8 диаметром d и золотник 13 диаметром di; d] d) на величину ДХ,
