Sicherheitsventil, insbesondere für Schiffskessel. Bei allen bisherigen Sicherheitsventilen wird der erforderliche Schliessdruck nicht er reicht, und es stellt sich deshalb oft ein leichtes Wrasen dieser Ventile ein. Das Nicht erreichen des Schliessdruckes ist begründet in der zu geringen tatsächlichen Druckspanne zwischen dem Betriebsdruck und dem Ab blasedruck (Genehmigungsdruck) der Sicher heitsventile. Durch die rechnungsmässig er mittelte Druckspanne ist die Kraft bestimmt, init welcher die Feder oder das Gewicht das Ventil dicht schliessen soll.
Die Erzielung absolut dichter, das heisst wrasenfreier Ven tile setzt aber voraus, dass die aufeinander dichtenden Ventilflächen so beschaffen sind, dass unter allen Umständen der an den Dich tungsflächen wirklich vorhandene Schliessdruck mindestens gleich oder grösser ist als der Schliessdruck, dessen das Ventil für dichten Abschluss nach der Rechnung mindestens be darf. Diese Forderung bedingt einen grösst möglichen spezifischen Flächendruck zwischen Ventilkörper und Ventilsitz. Zweck der Erfin- dung ist, diese Bedingung durch eine kegelige Dichtungsfläche besonderer Art zu erreichen.
Theoretisch ist der grösstmögliche spezi fische Flächendruck durch die kleinstmög liche Dichtungsfläche erzielbar. Eine Kante (Schneide) wäre hiernach der ideale Sitz des Kegels. Eine solche Ausführung ist jedoch praktisch nicht möglich.
Um nun unter Anwendung einer kegeligen Dichtungsfläche einen erhöhten tatsächlichen Schliessdruck zu erreichen, stehen bei dem den Erfindungsgegenstand bildenden Sicher heitsventil mit spitzkegelförmiger, rein me tallischer Dichtungsfläche, insbesondere für Schiffskessel, die vom Ventilkegel berührte Sitzflächenbreite und die Kegelneigung in einem solchen Verhältnis zueinander, dass die axiale Projektion der Sitzfläche weniger als 1 mm hat.
Die Dichtungsfläche liegt hierbei auf der Mantelfläche eines spitzen Kegels, und es kann hierdurch beispielsweise eine Projektionsfläche von etwa 0,2 mm Breite bei beispielsweise 3-4facher wirklicher Sitz- breite, also bei noch guter Ausführungsmög lichkeit, erzielt werden. Durch den auf diese Weise wesentlich erhöhten spezifischen Dich tungsflächendruck wird erreicht, dass der rech nungsmässig unter Zugrundelegung der gemäss der Erfindung gewählten Breiten- und Winkel verhältnisse der Dichtungsflächen erforderliche Schliessdruck geringer ist als die aus der Differenz zwischen Betriebsdruck und Ge nehmigungsdruck errechnete Druckspanne.
Die auf diese Weise bestimmte Feder- oder Gewichtsbelastung genügt daher in allen Fäl len, um das Ventil gegen den Arbeitsdruck völlig dicht zu halten.
Die Erfindung bietet einen besonderen Vor teil bei der Anwendung auf sogenannte Voll hub-Sicherheitsventile, bei denen sich über dem Ventilkegel ein Drosselkragen befindet, gegen den der Dampf eine Hubwirkung aus üben soll. Dieser Drosselkragen ist mit Vor teil so angeordnet und ausgebildet, dass er bei öffnendem Ventil infolge der spitzkegeligen Dichtungsflächen sofort unmittelbar von dem austretenden Dampfstrahl beaufschlagt wird, so dass das Ventil beim Öffnungsdruck sofort ganz öffnet. Im Gegensatz hierzu wird bei den bisherigen Sicherheitsventilen in der Regel der Dampfstrahl durch die horizontale Sitz fläche um 90 abgelenkt,
und nur ein Bruch teil trifft den Drosselkragen.
Ventilsitz und Kegelführung können aus einem einheitlichen Körper bestehen, wodurch ein genau zentrisches und gleichmässiges Auf setzen des Kegels auf der schmalen Dichtungs fläche in jeder Ventillage gewährleistet ist.
Die Erfindung kann auch bei Vorsteuer ventilen für Hauptsicherheitsventile Verwen dung finden.
Die Zeichnung zeigt ein Ausführungsbei spiel eines erfindungsgemässen federbelasteten Sicherheitsventils im Schnitt.
Bei diesem Beispiel ist ein Arbeitsdruck P von 70 atü und ein Genehmigungsdruck (Ab blasedruck) von 75 atü angenommen. Der mittlere Sitzdurchmesser ist mit 25, 27 mm gewählt. Demnach beträgt der Arbeitsdruck unter dem Kegel nach bekannter Formel 350 kg, während sich bei einem Genelimigungs- druck von 75 atü eine Federbelastung von 375 kg ergibt. Diese entspricht einem Schliess druck Pv von 25 kg. Als Kegelwinkel 2a wurde ein solcher von zweimal 15 = 30 bei wirklicher Sitzbreite y von 0,8 111m ge wählt. In der axialen Projektion (Schliess druckrichtung Pr) betrigt die Breite .x der Sitzfläche 0,20 mm.
Bei dieser Sitzflächen breite ergibt sich bei einem Arbeitsdruck von 70 atü nach bekannter Formel (s. Hütte) ein erforderlicher Schliessdruck Pri von nur 17 kg. Der tatsächliche vorhandene Schliessdruck ist demnach um 8 kg höher als der rechnungs mässig erforderliche. Die Querschnittsverhält- nisse in dem Ventilgehäuse C für die Dampf strömung um den Kegel und in der Druck kammer A sind im Verhältnis zu dem Ab dampfrohr so gehalten, dass sich in der Kam mer A ein gewisser Druck einstellt, der von unten auf den Kopf B des federbelasteten Ventilstössels drückt, so dass das Ventil nicht eher schliessen kann, als bis der Kesseldruck wieder auf den Betriebsdruck gesunken ist.
Sobald der Betriebsdruck wieder hergestellt ist, genügt der Druch in der Kammer A bezw. auf den Stösselkopf B nicht mehr zum Offen halten des Ventils, so dass dieses im gleichen Augenblick schliesst.
Ventilsitz und Kegelführung bilden einen einheitlichen Körper .D, der genau bearbeitet werden kann und das zentrisch genaue und gleichmässige Aufsetzen des Ventilkegels F gewährleistet.
Aus der Zeichnung ist ferner ersichtlich, dass infolge der spitzkegeligen Gestaltung des Ventils die Dampfstrahlen den Hubkragen D des Ventilkegels unmittelbar unter düsen- förmiger und wirbelfreier Ausnutzung der Strömungsenergie des Dampfes treffen, wo durch eine sichere und volle Hubwirkung erreicht wird.
Safety valve, especially for ship boilers. In all previous safety valves, the required closing pressure is not enough, and there is therefore often a slight vaporization of these valves. Failure to reach the closing pressure is due to the insufficient actual pressure span between the operating pressure and the blow-off pressure (approval pressure) of the safety valves. The calculated pressure range determines the force with which the spring or weight should close the valve tightly.
In order to achieve absolutely tight, i.e. vapor-free valves, however, a prerequisite is that the valve surfaces sealing one another are designed in such a way that, under all circumstances, the closing pressure actually present on the sealing surfaces is at least equal to or greater than the closing pressure of the valve for tight closure according to the invoice. This requirement requires the greatest possible specific surface pressure between valve body and valve seat. The purpose of the invention is to achieve this condition by means of a conical sealing surface of a special type.
Theoretically, the greatest possible specific surface pressure can be achieved through the smallest possible sealing surface. An edge (cutting edge) would be the ideal seat of the cone. However, such a design is not practically possible.
In order to achieve an increased actual closing pressure using a conical sealing surface, the safety valve forming the subject of the invention with a conical, purely metallic sealing surface, especially for ship's boilers, the seat surface width touched by the valve cone and the cone inclination are in such a relationship that the axial projection of the seat surface is less than 1 mm.
The sealing surface lies on the outer surface of a pointed cone, and a projection surface of about 0.2 mm width with, for example, 3-4 times the actual seat width, that is, with a good design option, can be achieved. Due to the significantly increased specific sealing surface pressure in this way, it is achieved that the computationally required closing pressure based on the width and angle ratios of the sealing surfaces selected according to the invention is lower than the pressure range calculated from the difference between the operating pressure and the approval pressure.
The spring or weight load determined in this way is therefore sufficient in all cases to keep the valve completely tight against the working pressure.
The invention offers a special before part when applied to so-called full-lift safety valves, in which there is a throttle collar above the valve cone, against which the steam should exert a lifting effect. This throttle collar is arranged and designed so that when the valve opens due to the tapered sealing surfaces it is immediately acted upon by the exiting steam jet, so that the valve opens completely immediately when the opening pressure is reached. In contrast, with the previous safety valves, the steam jet is usually deflected by 90 through the horizontal seat
and only a fraction hits the throttle collar.
The valve seat and cone guide can consist of a single body, which ensures that the cone is placed exactly in the center and evenly on the narrow sealing surface in every valve position.
The invention can also be used for pilot valves for main safety valves.
The drawing shows an exemplary embodiment of a spring-loaded safety valve according to the invention in section.
In this example, a working pressure P of 70 atü and an approval pressure (blow-off pressure) of 75 atü is assumed. The mean seat diameter is chosen to be 25, 27 mm. According to the known formula, the working pressure under the cone is 350 kg, while a clearance pressure of 75 atm gives a spring load of 375 kg. This corresponds to a closing pressure Pv of 25 kg. A cone angle 2a of twice 15 = 30 with an actual seat width y of 0.8 111m was chosen. In the axial projection (closing pressure direction Pr), the width .x of the seat is 0.20 mm.
With this seat surface width, at a working pressure of 70 atm, according to the known formula (see hut), a required closing pressure Pri of only 17 kg results. The actual existing closing pressure is therefore 8 kg higher than the calculated required. The cross-sectional ratios in the valve housing C for the steam flow around the cone and in the pressure chamber A are kept in relation to the exhaust pipe so that a certain pressure is established in the chamber A, which is applied from below to the head B. of the spring-loaded valve stem presses so that the valve cannot close until the boiler pressure has fallen back to the operating pressure.
As soon as the operating pressure is restored, the pressure in chamber A is sufficient. on the plunger head B no longer to hold the valve open so that it closes at the same moment.
The valve seat and cone guide form a uniform body .D, which can be machined precisely and ensures that the valve cone F is positioned precisely and evenly in the center.
The drawing also shows that due to the tapered design of the valve, the steam jets hit the lifting collar D of the valve cone directly using the flow energy of the steam in a nozzle-shaped and eddy-free manner, which achieves a safe and full lifting effect.