Расчёт редуктора противогаза

В настоящее время в аппаратах, в которых приходится редуцировать высокое давление газа, применяют три типа редукторов: безрычажные редукторы прямого действия, т. е. такие, в которых высокое давление редуцируемого газа стремится открыть дроссельный клапан; pычажныe редукторы прямого действия; бeзpычажныe редукторы обратного действия, т. е. такие, в которых высокое давление редуцируемого газа стремится закрыть дроссельный клапан.

Отличие безрычажного редуктора от рычажного заключается в том, что в первом между регулировочной пружиной и диафрагмой, с одной стороны, и клапаном и вспомогательной пружиной — с другой, имеется прямая, непосредственная связь, благодаря чему высота хода регулировочной пружины равна высоте хода клапана и вспомогательной пружины, в то время как в рычажном редукторе, благодаря наличию передаточных механизмов, высота хода регулировочной и вспомогательной пружин не равна высоте хода клапана (обычно она больше); поэтому и колебания диафрагмы в процессе работы рычажного редуктора значительнее, чем в безрычажном редукторе.

Преимуществом безрычажного редуктора является большая простота конструкции, преимуществом рычажного — более плавная кривая падения давления в камере редуктора в зависимости от падения давления в кислородном баллоне.

Ниже рассмотрен расчет редуктора безрычажного прямого действия, типа, применяемого в противогазах РКК-2, PKK-1, РКР-3 и КИП-5. Состояние равновесия для таких редукторов выражается уравнением:

Q₁+ƒк(Р₁-Р₂) = Q₂ + P2F          (102)

где Q₁ — усилие, создаваемое регулировочной пружиной,в кг; Q₂ — усилие, создаваемое вспомогательной пружиной, в кг; P₁ — первичное давление (в кислородном баллоне) в aтa; Р₂ — рабочее давление (в камере редуктора) в aтa; ƒк — рабочая (эффективная) площадь клапана в см2; F — рабочая (эффективная) площадь мембраны в см2.

В этом уравнении в левой части фигурируют силы, стремящиеся открыть клапан, в правой силы,стремящиеся закрыть клапан.

Дебит редуктора может быть увеличен или уменьшен увеличением или уменьшением любого из членов уравнения при прочих равных условиях. Регулирование дебита уже изготовленного редуктора осуществляется увеличением или уменьшением величины Q₁ регулировочным колпачком.

Усилие, создаваемое регулировочной пружиной, определяется из уравнения:

Q₁= Q₂+ P₂F—ƒ_к(P₁—P₂)         (103)

Диаметр проволоки пружины определяется из уравнения:

         (104)

где R—средний радиус пружины в мм; n — число рабочих витков, равное общему числу их n₀   — 2; g - модуль кручения второго рода в кг/мм2; для холодной навивки берется в пределах 7000—8000 кг/мм2, для горячей навивки 8000 -9000 кг мм2; r — упругая деформация пружины под действием нагрузки Q₁ в мм; r задается из конструктивных соображений в соответствии с высотой хода клапана.

Удельное усилие регулировочной пружины в кг при сжатии ее на 1 мм определяется из уравнения:

             (105)

Максимальный рабочий ход регулировочной пружины в мм равен:

             (106)

где Qmin — максимальная рабочая нагрузка пружины в кг,соответствующая пределу редуцирования редуктора.

Длина пружины в свободном состоянии:

l₁=r_max+(1+n)d_пр мм            (107)

а шаг пружины:

               (108)

Усилие, создаваемое вспомогательной пружинон, определяется из уравнения:

Q₂= Sσ + P₁ƒ_к             (109)

где Р₁ - максимальное давление в кислородном баллоне в ат; ƒ_к - площадь сечения клапана в см2; S - площадь соприкосновения клапана с седлом в см2; σ - необходимое усилие на единицу площади соприкосновения клапана с седлом для создания удовлетворительного уплотнения в кг/см2.

Площадь сечения клапана определяется по диаметру выпускного отверстия

                (110)

где d — диаметр седла (выпускного отверстия) в см.

Площадь соприкосновения клапана с седлом определяется из формулы:

           (111)

где D - внешний, а d - внутренний диаметры седла.

Усилие на единицу площади соприкосновения для создания необходимого уплотнения определяется по эмпирической формуле:

        (112)

где для твердого эбонита a = 200, b = 0,121.

Диаметр проволоки, удельное усилие, максимальный рабочий ход, длина и шаг вспомогательной пружины определяются  как и для регулировочной пружины.

Площадь сечения седла клапана (выпускного отверстия) для максимального потребного расхода газа и при критическом отношении давлений находится по формуле (101).

     (101)

Величина Р1 в формуле (101) определяется из равенства:

поскольку критическое отношение давлений составляет для кислорода 0,528.

Таким образом, площадь сечения седла клапана рассчитывается на потребный расход кислорода  к моменту, соответствующему  пределу  редуцирования. При P₁> Р₂/0,528 условия постоянного дебита редуктора, как это видно из уравнений равновесии, могут быть соблюдены при уменьшении площади сечения выпускного отверстия, что достигается опусканием клапана в сторону седла. Положение клапана, при котором кольцо для прохода кислорода между клапаном и седлом окажется равным площади сечения седла, будет соответствовать критическому отношению давлений и пределу редуцирования редуктора, поэтому высота подъема клапана решается из уравнения:

                 (113)

где d  - диаметр выпускного отверстия (седла) в мм.

Приведенные выше уравнения дают возможность определить значения двух членов основного уравнения равновесия -Q₁ и Q₂. Член ƒ_к (P₁-P₂) определяется из разности первичного и рабочего давлений и из формулы (110), дающей значение эффективной площади клапана.

Определение члена Р₂F из формулы (103) основывается на следующих соображениях: вследствие того, что края мембраны, воспринимающей вторичное (рабочее) давление в камере редуктора, неподвижно зажаты между корпусом редуктора и его верхней крышкой, часть рабочего давления передается непосредственно через мембрану на нажимной диск, а следовательно, и на регулировочную пружину, часть же передается на стенки корпуса редуктора. Если всю поверхность мембраны, находящуюся под действием рабочего давления в камере редуктора, разбить радиусами на элементарные треугольные площадки и принять диаметр мембраны равным D, а диаметр нажимного диска D₁, то часть треугольных площадок, прилегающих к нажимному диску, будет полностью передавать испытываемое ими давление на нажимной диск; другая же часть площадок трапецоидальной формы, образующих кольцо между стенкой редуктора и окружностью нажимного диска, шириной D—D₁, будет передавать давление частично на стенки корпуса редуктора, частично на нажимной диск. Рассматривая элементарные трапецоидальные площадки как балки, шарнирно укрепленные одними концами па стенках корпуса редуктора и упирающиеся другими концами в нажимной диск, можно определить величину реакции опор, усилие, передаваемое трапецоидальной площадкой на нажимной диск, и эффективную площадь элементарной площадки.

Если выразить площади элементарных треугольников через шаметры мембраны и нажимного диска и проинтегрировать значения эффективных площадок элементарных треугольников в пределах от 0 до 2π, то эффективная площадь мембраны окажется зависящей только от отношения D/D₁ и равной:

F=0,26(D₂+ DD₁+ D₁2).            (114)

Обычно отношение D/D₁ для безрычажных редукторов принимают близким к 1,2.

Одним из основных требований, предъявляемых к редуктору, является минимальное снижение дебита, а следовательно, и рабочего давления в камере редуктора. Отклонения рабочего давления при различных значениях первичного давления могут быть определены из уравнения:

              (115)

где Р1 последовательно придаются значения  Р_1макс и Р_1крит = P₂/0.528 .

По сравнению с разностью усилий, создаваемых регулировочной и вспомогательной пружинами, член P₁ƒ_к очень мал; также мало ƒ_к по сравнению с F. Следовательно, величина отклонений рабочего давления будет, в основном, зависеть от изменения разности усилий, создаваемых пружинами при различной высоте хода клапана (т. е. соответственно при различных значениях P₁) и от отношения этой разности к эффективной площади мембраны F. Зная удельное усилие пружин и максимальный рабочий ход их, зависящий от хода клапана, можно подобрать такие значения Q₁ и Q₂ при давлениях Р₁=Р_макс и Р₁=Р₂/0,528, чтобы при данной величине F отклонения рабочего давления не превосходили заданных. Как видно из уравнения (115), отклонения рабочего давления возрастают с уменьшением эффективной площади мембраны F.

Определив эффективную площадь мембраны, подбирают размеры D и Д по уравнению (114).

Чувствительность регулировки редуктора, т. е. повышение рабочего давления на один оборот регулировочного колпачка, определяется по уравнению:

(116)

где Р_р — изменение рабочего давления  при повороте регулировочного колпачка на один оборот, в aтa; q — удельное усилие пружины при сжатии ее на 1 мм в кг;
t — шаг резьбы регулировочного колпачка в мм.

Сечение выпускного отверстия (седла) предохранительного клапана редуктора определяется по формуле (101), причем P₁ берется равным максимально допустимому давлению в камере редуктора, а q-равным расходу кислорода через основное выпускное отверстие редуктора при максимальном подъеме клапана при P₁=Р_макс, а Р₂ - максимальному давлению в камере редуктора.

Потребное усилие запорной пружины предохранительного клапана определяется по формуле (109). Остальные характеристики по формулам (104) - (108).

Выпускное отверстие кнопки клапана аварийной подачи определяется в соответствии с требуемой скоростью истечения кислорода при давлении в кислородном баллоне P₁=Р₂/0,58 , где Р₂=1 aтa. Усилие же запорной пружины находится, исходя из P₁ = P_макс (т. е. 200 ат), по формуле (109).