Клапанная система распределения состоит (см. рис. 3.1) из всасывающего 11 и нагнетательного 5 самодействующих клапанов. Они поднимаются под действием разности давлений рк, поэтому при ходе заполнения давление в цилиндре р1ц всегда меньше давления в подводящей линии перед клапаном:
Мощность, расходуемая на преодоление сопротивления клапанов NK = I^PkQ преобразуется в тепло, т. е. теряется. Поэтому клапаны стремятся сделать так, чтобы потери давления рк были во много раз меньше, чем притирают к седлу, чтобы обеспечить герметичность закрытого клапана. Щели клапанов делают коническими и плоскими. Притирка плоских клапанов проще, и при износе их легче ремонтировать. Однако, как показано ниже, в быстроходных насосах с такими клапанами наиболее часто возникают стук и вибрация. Насосные клапаны должны выдерживать без заметного износа большое число рабочих циклов. Для этого их посадку на седло следует производить без удара, что достигается при определенной ширине поясков, при которой жидкость из щели высотой z при сближении поверхностей выдавливается достаточно медленно. Обычно клапаны выполняют так, чтобы при диаметре клапана dH ширина уплотняющих поясков bd и максимальный подъем zmax были бы значительно меньше dK:
(3.20) Клапан представляет собой тарелку 3, опертую на пружину 4 (рис. 3.5). При открытом клапане тарелка образует с седлом 1 кольцевую щель 2 высотой z, которая благодаря действию силы пружины Вп и веса клапана GK способна пропускать жидкость только в одном направлении. Уплотняющие пояски bd тарелки тщательно
Характеристика клапана рк — f (QK) представляет собой возрастающую зависимость (рис. 3.G). Увеличение рк с увеличением QK или, что то же, с ростом подъема z клапана связано с перераспределением давления жидкости по поверхности тарелки открытого клапана по сравнению с закрытым: в окрестности входа в щель и в щели, где скорости жидкости велики, давление по сравнению с состоянием покоя снижается.
Показанная па рис. 3.6 возрастающая характеристика особенно нежелательна для всасывающих клапанов: увеличение потери давления рк при большом расходе Q может служить причиной возникновения кавитации в цилиндре насоса вблизи середины цикла заполнения. Чтобы характеристика была более пологой, всасывающие клапаны делают большого диаметра dK. Тогда при особенно малом отношении bd/dK отличие распределения давлений при открытом и закрытом клапане несущественно и Рк » Рк.о- Однако такие клапаны велики, инертны и ограничивают допустимую частоту циклов, т. е. п. Клапанам поршневых насосов присуще свойство запаздывания. Из-за отсутствия жесткой связи между клапанами и поршнем момент закрытия клапанов отстает от моментов прохождения поршнем через мертвые точки А и Б (см. рис. 3.1), когда изменяется направление его движения. На рис. 3.4, в показан график z = / (а) движения клапанов, соответствующий графику подачи однопоршневого насоса Q„ T = / (а). Из-за запаздывания посадки нагнетательного клапана, график движения которого О'АВ', всасывающий клапан может открываться только в-точке В' вместо мертвой точки В. Это связано с тем, что при открытом нагнетательном клапане давление в цилиндре не может быть ниже рх и, следовательно, не может возникнуть разность давлений рк — рх — р1ц, открывающая клапан. Поэтому объем жидкости LBB" (см. рис. 3.4, а), ранее поданный в отводящую лпнию, вернется в цилиндр за время ВВ' запаздывания посадки нагнетательного клапана и не будет подан потребителю. Равным образом запаздывание всасывающего клапана на участке DD' ведет к запаздыванию подъема нагнетательного клапана, который откроется в точке D' вместо D, поэтому объем DD'M, поступивший в цилиндр, вернется в подводящую линию вместо того, чтобы быть поданным потребителю. В результате запаздывания клапанов по углу поворота на величину ак подача из цилиндра сократится до объема О'АВ" вместо объема ОАВ, поэтому рабочий объем цилиндра будет недоиспользован. Жидкость, перетекающая через клапаны в процессе их запаздывания, преодолевает только сопротивление клапанов, которое обычно невелико. Поэтому явление запаздывания клапанов не связано с ощутимой затратой энергии двигателем и мало влияет на КПД насоса. Так как жесткой кинематической связи клапанов с поршнем пет, время их посадки при запаздывании определяется только свойствами самих клапанов. При увеличении частоты вращения насоса п, когда время рабочего цикла уменьшается, время запаздывания по отношению к нему возрастает. Значение ак при этом увеличивается и подача насоса снижается. Запаздывание уменьшается с уменьшением массы клапана, его площади SH — nd^/A и высоты подъема zmax. Таким образом, для повышения частоты вращения без уменьшения использования рабочего объема насоса приходится применять меньшие клапаны и допускать их меньший подъем. Согласно зависимостям (3.21) и (3.22) это приводит к увеличению давления рк, т. е. к применению более сильной пружины. Возрастание рк означает увеличение сопротивление клапанов, что в конечном итоге ведет к уменьшению КПД и, что особенно важно, к ухудшению всасывающей способности насосов. Перед посадкой клапана его скорость vn сближения с седлом определяет характер контакта поверхностей при посадке. Если скорость мала, жидкостная пленка выдавливается из щели под уплотняющей поверхностью bd (см. рис. 3.5) и скорость снижается до нуля к моменту соприкосновения поверхностей. С возрастанием 1>п у жидкости, выдавливаемой из щели, способность к демпфированию уменьшается и по достижении некоторого критического значения vn посадка клапана на седло начинает происходить с конечной скоростью, т. е. с ударом, воспринимаемым на слух. При посадке со стуком клапаны быстро изнашиваются и теряют герметичность. Скорость клапана перед посадкой определяется величиной tg y = —dzlda (см. рис. 3.4, в), пропорциональной zmax и п: Экспериментальный график предельных значений С = Zmax2max = / (m/S„), по данным исследований И. И. Куколевского и JI. К. Ляховского, показан на рис. 3.8 (на нем т — масса клапана; SK — площадь его тарелки). При выборе п и zmax во избежание ударной посадки обязательно соблюдение условия zmaxrc < С.
Таким образом, стремление увеличить частоту вращения, сохраняя при этом хорошую всасывающую способность поршневого насоса, встречает большие трудности из-за особенностей рабочего процесса клапанной системы распределения; с ростом вязкости перекачиваемой жидкости эти трудности возрастают. В последнем случае предпочтительной является комбинированная клапанно-золотниковая система распределения, описываемая в п. 3.9.
