В статье рассмотрены необходимые условия решения проблемы импортозамещения энергетической и нефтегазовой арматуры. Приводится ряд новых образцов арматуры, выпуск которой позволяет устранить ряд недостатков, свойственных не только отечественной, но и импортной арматуре.
Арматура относиться к вспомогательному оборудованию и входит в состав всех устройств и установок, где осуществляется движение жидкостей и газообразных сред. Эксплуатационная надежность указанных установок в значительной степени зависит от качества используемой арматуры. При сравнении отечественной арматуры с зарубежными аналогами в подавляющем большинстве случаев преимущество оказывается на стороне последних. Соответственно на отечественном рынке преобладает импортная арматура, причем функциональное назначение, формы проточных частей и даже конструктивно сравниваемая арматура по существу идентична. Однако, от отечественных образцов зарубежная арматура имеет следующие отличия:
1. Узлы импортной арматуры изготавливаются из сертифицированного качественного материала.
2. Все изготавливаемые детали проходят жесткий контроль качества, причем первый контроль осуществляется непосредственно в процессе изготовления детали. Доработка бракованных деталей не производиться.
3. Арматурные заводы имеют, как правило, высокоточное обрабатывающее оборудование, позволяющее иметь минимальные допуски на обрабатываемые детали.
4. На стадии проектирования арматуры громадное значение придается ее дизайну, независимо от её назначения и размеров. Соответственно вся зарубежная арматура имеет весьма привлекательный внешний вид.
5. В серийное производство арматура поступает после детальных исследований её в лабораторных условиях, что резко повышает вероятность длительного сохранения гарантированных расходных и вибрационных характеристик.
В свете сказанного проблема импортозамещения включает:
- повышение требований к качеству проектирования арматуры;
- создание сертифицированной лаборатории, позволяющей проводить всесторонние испытания пилотных образцов;
- ужесточенный контроль выпускаемых изделий;
- создание участка по выпуску новых образцов арматуры в единичных экземплярах;
- более широкое использование легированных сталей.
Однако, главным фактором, решающим проблему импортозамещения арматуры, является не копирование зарубежных аналогов, что может привести к нарушению авторских прав, а создание принципиально новой арматуры, не имеющей аналогов в мировом арматуростроении.
Предпосылкой для решения такой задачи являются нереализованные российские патенты, которые могут быть положены в основу разработки нового поколения нефтегазовой и энергетической арматуры.
В качестве примера рассмотрим некоторые новые конструктивные разработки, позволяющие в случае их реализации не только решить наши внутренние проблемы, но и создать базу для экспортных поставок в зарубежные страны:
Новые запорно – дроссельные шиберные задвижки.
Указанные задвижки имеют исключительно широкое распространение, поскольку относительно проходного диаметра они имеют минимальные осевые размеры, сравнительно просты в конструктивном плане, на полном открытии имеют очень малое гидравлическое сопротивление при минимальном возмущении движущихся жидких и газообразных сред.
По своему типу задвижки делятся на запорные с клиновидными шиберами и запорно-дроссельные с плоско-параллельными шиберами. Если первый тип шиберных задвижек в силу больших динамических нагрузок на клиновидные шибера в режиме регуляторов расхода используются сравнительно редко, то задвижки с плоско – параллельными шиберами обеспечивают надежную работу в режиме регулирования расхода, но возникают проблемы с обеспечением необходимой плотности в закрытом состоянии. Кроме того, при больших проходных диаметрах, на шибера действуют большие осевые нагрузки и требуются очень большие усилия для их открытия, что ведет к увеличению мощности привода и приводит к задирам контактных поверхностей
В патенте [1] рассматривается новая шиберная задвижка сочетающая преимущества клиновидных шиберных задвижек с положительными качествами задвижек с плоско-параллельными дисками.
Продольный разрез такой задвижки изображен на рисунке 1. В данном случае регулирующий орган (шибер) состоит из двух дисков 1 и 2, подвижно связанных между собой тремя цилиндрическими штифтами 3.
В правый плоскопараллельный диск 1 шибера штифты запрессованы, а их левые части входят в левый клиновидный диск по скользящей посадке, обеспечивающая возможность смещения этого диска в осевом направлении. Между дисками 1 и 2 располагается пластина 4, связанная со штоком 5 и обеспечивающая вертикальное перемещение шибера. Связь пластины 4 с дисками 1 и 2 обеспечивает эллиптическая втулка 6, торцевые поверхности которой срезаны под углом α, равным углу наклона к вертикальной оси задвижки левой поверхности диска 2. Втулка 6 входит в эллиптическое отверстие пластины 4 по скользящей посадке, что позволяет ей перемещаться в осевом направлении.
Правый диск 1 выполнен с тремя отверстиями 7, исключающими нагрузку сальников штока избыточным давлением в закрытом положении шибера.
Цилиндрическое седло 8 левого запорного диска 2 имеет срезанную под углом α контактную поверхность и запрессовано во входной патрубок литого корпуса 9.
Правое седло 10 имеет профилированное проходное сечение, рассчитанное из условия получения линейной расходной характеристики.
В закрытом состоянии клиновидная втулка 6 обеспечивает надежное прижатие запорного диска 2 к седлу 8 и высокую плотность перекрытия проточной части задвижки, что характерно для клиновых шиберных задвижек и все пространство за этим диском находится под давлением рабочей среды в выходном патрубки задвижки.
При включении привода в начальный момент пластина 4 вместе с втулкой 6 движется в пределах свободного хода, определенного зазором Δ. В результате под действием давления в напорном патрубке диск 2 смещается по направляющим штифтам 3 в осевом направлении и последующие перемещения шибера происходит по контактной поверхности правого седла 10. Такое решение исключает повреждение запорной контактной поверхности левого седла 8 и резко снижает усилие, необходимое для первоначального сдвига шибера.
Для предотвращения кавитационного и эрозионного износа нижних поверхностей дисков 1 и 2 они выполнены с прямоугольными прорезями снижающими скорости потока, обтекающего эти поверхности при малых открытиях шибера.
Новый обратный клапан.
Среди предохранительной арматуры обратные клапана с поворотными дисками занимают достаточно большой сектор этой арматуры. Особенно широкое распространение они имеют в трубопроводных системах с большими и очень большими диаметрами труб, так как их линейные размеры относительно диаметров сравнительно малые.
Типовой клапан, этого типа приведенный на рисунке 2, состоит из корпуса 1, с входным 2 и выходным 3 патрубками, седла 4, поворотного диска 5 с осью 6. Открытие клапана происходит в результате действия рабочей среды.
При резком падении давления во входном патрубке 2 поворотный диск 5 перекрывает седло 4, предотвращая обратное течение жидкостей или газа. Основной недостаток всех обратных и предохранительных клапанов состоит в том, что их закрытие происходит с большим ускорением, вызывая в момент контакта с седлом очень высокие контактные напряжения. Величина этих напряжений растет пропорционально площади поворотного диска и, соответственно, при больших проходных диаметрах клапана (DN>600 мм) достигает значений, способных вывести задвижку из строя.
Для уменьшения контактных напряжений используют достаточно сложные демпферные устройства, связывая их с поворотной осью диска 5 (фигура 1).
Однако, при больших проходных диаметрах клапана и высоких перепадах давления, действующих на поворотный диск при его закрытии, подобная система демпфирования со своей задачей не справляется, вызывая скручивание поворотной оси 6.
Этот недостаток поворотных обратных клапанов больших проходных диаметров присущ всем обратным клапанам, независимо от фирм – производителей.
Для его устранения в российском патенте [2] предлагается принципиально новая система демпфирования удара диска о седло с помощью ряда гидравлических демпферов.
Конструкция предлагаемого нового обратного клапана изображена на рисунке 3.
Здесь на периферии седла 4 по окружности на секторе в 180-200° установлено шесть гидравлических демпферов (смотри вид А на рисунке 3), состоящих из цилиндра 7, внутри которого находиться поршень 8, с возвратной пружиной 9. В торцовой части цилиндра 7 выполнено дроссельное отверстие 10, определяющее гидравлическое сопротивление демпфера. От выпадения поршня из цилиндра предохраняет ограничитель хода 11, установленный на внешней стороне цилиндра 7.
В принципе указанные демпферы могут устанавливаться и на поворотном диске 5, а также одновременно и на седле 4 и на диске 5. В открытом состоянии клапана внутренняя полость демпферного цилиндра 7 (под поршнем 8) заполнена рабочей жидкостью или газом, а поршень 8 возвратной пружиной 9 отжат в крайнее правое положение
При падении давления во входном патрубке 2 под действием более высокого давления в выходном патрубке 3 диск 5 идет на закрытие и первоначальный удар воспринимают верхние цилиндры 7 демпферов. Для уменьшения ударной нагрузки на седло дроссельные отверстия 10 в первых поясах демпферов выполняются достаточного большого диаметра, обеспечивая тем самым низкие гидравлические сопротивления демпферов.
Поскольку каждый следующий пояс демпферов вступает в работу при меньшем усилии со стороны диска, то для более равномерного распределения нагрузок на седло диаметры дроссельных отверстий 10 при переходе к каждому последующему поясу демпферов целесообразно снижать.
Закон снижения диаметров дроссельных отверстий определяется как
размерами клапана, так и конкретными условиями его эксплуатации. В частности, если требуется обеспечить минимальное время для закрытия клапана - все демпферы должны иметь одинаковые и достаточно большие дроссельные отверстия 10.В случае, если требуется плавная посадка диска на седло - снижать диаметры дроссельных отверстий в гидравлических демпферах целесообразно по линейному закону.
При последующем открытии клапана под действием обратной пружины 9 поршень 8 вновь занимает крайнее (рабочее) положение, а полость под поршнем через дроссельное отверстие 10 заполняется рабочей средой.
Новые угловые разгруженные регулирующие и запорно – дроссельные клапаны
Типичный угловой дроссельно – запорный клапан БРОУ, приведен на рисунке 4. В аэродинамическом плане основной недостаток всех угловых клапанов является необходимость поворота потока на 90° относительно подводящего трубопровода. При таком повороте неизбежно возникает крайне неравномерное поле скоростей в области расположения соответственно клапана, что ведет к резкому увеличению пульсаций давления во всей проточной части клапана. Нарастанию пульсаций давления способствует и диффузорное седло клапана.
Следует заметить, что использование диффузорных седел в дроссельной арматуре вообще не имеет смысла, так диффузорные седла заметно снижают эффект дросселирования.
Наличие в потоке высоких пульсаций давления является причиной появления динамических нагрузок на всех элементах клапана, которые резко снижают надежность его работы.
Кроме того, дросселирование потока сопровождается высоким акустическим излучением.
Приведенный на рисунке 4 простейший клапан применяется обычно при сравнительно малых посадочных диаметрах Dп (Dп<100 мм) и относительно низких давлениях дросселируемых сред (P0<5МПа).
При высоких начальных давлениях и больших диаметрах происходит резкое увеличение сил, необходимых для перестановки клапана, и для снижения мощности привода вместо неразгруженных клапанов, используются более сложные разгруженные клапана.
В [3] рассматривается новый запорно дроссельный клапан разгруженного типа, изображенный на рисунке 5
Клапан состоит из углового корпуса 1 с запрессованным в него не диффузорным, а конфузорным седлом 2, золотника 3, соединенного со штоком 4, направляющего стакана 5, охватывающего золотник 3, крышки с буксой 6, цилиндрического седла 7 разгрузочного клапана 9, выполненного совместно со штоком 4, упорной гайки 8, ограничивающей свободное перемещение головки штока 9.
Чашка 10 золотника 3 выполнена профилированной с отверстиями перфорации 11. Конфузорное седло 2 имеет перфорированную боковую поверхность 12.
Кроме того, принципиальное отличие рассматриваемого клапана от всех известных угловых клапанов состоит в том, что на внутренней поверхности направляющего стакана по всей его длине на секторе в 90° выполнена наплавка металла толщиной Δ, равной радиальному зазору между стаканом 5 и цилиндрической части золотника 3. Указанная наплавка предотвращает поперечные перемещения золотника в высокотурбулентном потоке и позволяет использовать рассматриваемый клапан в горизонтальном положении.
При включении привода клапана головка 9 штока 4 (разгрузочный клапан) открывает разгрузочное седло 7 и дросселируемая среда через демпфирующую камеру 15 и отверстия 11 перфорации чашки 10 вытекает из внутренней полости золотника в конфузорное седло, снижая давления в этой полости до давления за клапаном. В результате происходит резкое снижение усилий на штоке, необходимых для перестановки золотника 3. Дальнейший ход штока приводит к подъему золотника и обеспечивает доступ дросселируемой среды к седлу 2. Наличие отверстий перфорации на боковой поверхности седла обеспечивает добавочный поперечный сброс из седла рабочей среды и одновременно способствует снижению шума при работе дроссельного клапана.
Слабым местом всех разгруженных клапанов рассматриваемого типа является наличие зазора между головкой штока 4 и гайкой 8, необходимого для обеспечения отвода рабочей среды из внутренней полости золотника в момент открытия клапана.
При больших степенях разгрузки клапана свободно висящий на штоке 4 золотник при наличии в потоке низкочастотных пульсаций давления с большой амплитудой в ряде случаев теряет осевую устойчивость и является причиной развития автоколебаний. Для борьбы с этими явлениями в современных регулирующих клапанах широко используют добавочную подгрузку клапана, суть которой состоит в том, что начиная с некоторого подъема золотника в его внутренней полости осуществляется повышения давления среды за счет добавочно открывающихся отверстий, соединяющих эту полость с подводящей к клапану средой [4]. Одна из возможных конструкций такого клапана приведена на рисунке 6.
Однако, и в этом случае не исключается возможность осевых колебаний золотника относительно штока клапана.
Рассматриваемая ситуация полностью исключается в конструкции клапана, показанного на рисунке 7 [5].
Клапан состоит из диффузорного седла 1, перфорированной чашки золотника 2, диафрагмы 3 с отверстиями 4, поворотного разгрузочного клапана 5, выполненного совместно со штоком 6 фигурной гайки 7, направляющего стакана 8, крышки 9 клапанной коробки и фигурной буксы 10.
Отличительной особенностью клапана является использованная винтовая муфта, соединяющая шток клапана 6 со штоком 11 приводного механизма. Соответствующий продольный разрез использованной приводной муфты показан на рисунке 8. В данном случае регулирующий клапан, приведенный на рисунке 7, отличается от клапана на рисунке 6 только схемой привода разгрузочного клапана. Если на рисунке 6 разгрузочный клапан при открытии смещается вдоль продольной оси, то на рисунке 7 он открывает седло разгрузочного клапана в результате поворота штока 6 вокруг этой оси, а поворотная муфта (рисунок 8) преобразует поступательное движение штока приводного механизма, во вращательное движение штока клапана.
При включении привода его шток 11 (рисунок 8) поднимает корпус 12 винтовой муфты. При этом ролики 13 муфты, перемещаясь по винтовой поверхности корпуса 12, поворачивают втулку 14, жестко соединенную со штоком 6 регулирующего клапана, обеспечивая тем самым и поворот разгрузочного клапана 5 (рисунок 7).
Поступательное движение штока основного клапана начинаются с момента упора торцовой части втулки 14 в ограничитель поворота 15.
Основное преимущество рассматриваемого клапана по сравнению со всеми существующими разгрузочными клапанами состоит в том, что основной клапан связан со штоком практически без осевого зазора и его положение при любых нагрузках оказывается четко фиксированным в пространстве, обеспечивая высокое качество процесса регулирования расхода рабочей среды.
Приведенные примеры принципиально новых решений применительно к различным типам энергетической и нефтегазовой арматуры наглядно свидетельствуют о том, что при решении проблемы импортозамещения арматуры имеются все возможности не копировать известные зарубежные аналоги, а наладить выпуск отечественной арматуры нового поколения, не имеющей аналогов за рубежом и решающее многие современные задачи мирового арматуростроения.
Выводы
При выполнении отмеченных выше условий, а это в первую очередь требует подготовки высококвалифицированных кадров, и освоения уже имеющихся конструктивных разработок, задача импортозамещения перерастает в задачу экспортных поставок новой не имеющей зарубежных аналогов энергетической и нефтегазовой арматуры
Литература
1. Зарянкин А.Е., Зройчиков Н.А., Захаренков А.В., Симонов Б.П. Задвижка регулирующая Патент №2109194 с приоритетом от 16 июня 1995 г. БИ. №11 20.04.98
2. Зарянкин А.Е., Савин С.В., Черноштан В.И. Обратный клапан Патент № 121546 с приоритетом от 30 марта 2012 г. БИ №30 27.10.2012
3. Зарянкин А.Е., Черноштан В.И., Носков В.В., Осетров И.А. Запорно – дроссельный клапан Патент №2388955 с приоритетом от 21.12.2007 БИ №13 10.05.2010
4. Зарянкин А.Е., Симонов Б.П. Регулирующие и стопорно – регулирующие клапана паровых турбин. Издательский дом МЭИ 2005 г.
5. Зарянкин А.Е., Черноштан В.И., Носков В.В., Осетров И.А. Разгруженный регулирующий клапан Патент №2436006 с приоритетом от 08.07.2009 БИ №34 10.12.2011
