3.2 閥體設計與計算

3.2.1 閥體的功能

閥體是閥門中最重要的零件之一，閥體的重量通常占這個閥門總重量的70%左右。

閥體的主要功能有：

① 作為工作介質的流動通道。

② 承受工作介質壓力、溫度、沖蝕和腐蝕。

③ 在閥體內部構成一個空間，設置閥座，以容納啟閉件，閥桿等零件。

④ 在閥體端部設置連接結構，滿足閥門與管道系統安裝使用要求。

⑤ 承受閥門啟閉載荷和在安裝使用過程中因溫度變化、振動、水擊等影響所產生的附加載荷。

⑥ 作為閥門總裝配的基礎。

3.2.2 確定球閥結構

球閥結構形式的對比：

（1）浮動球閥的結構

① 球體由閥桿控制自由地浮動在兩閥座密封圈中旋轉、密封，靠加給兩閥座密封圈的預緊力和介質的壓力將球體壓緊在出口端的閥座密封圈上屬單面強制密封。

② 除球體自重外，還承受工作介質的全部載荷，球體和閥座的密封比壓與介質壓力有關。

優點：結構相對簡單，質量輕。

缺點：閥座密封面不管是采用金屬還是非金屬材料，都必須有足夠的強度，能夠承受高的密封比壓；裝配時預緊力不易控制。

操作力矩大，適用于中、低壓較小口徑的閥門。

（2）固定球閥的結構

① 球體與上、下閥桿連成一體得以固定，不會移動，閥桿上可裝軸承，減小摩擦。

② 支承力從閥座密封圈傳遞到球體的閥桿上，操作力矩小，可活動閥座在介質壓力的作用下使密封圈壓緊在球體上，起密封作用。

優點：操作力矩小，適用于高壓、大口徑的閥門。

缺點：結構較浮動球閥復雜；質量較浮動球閥重。

因此，適用于高壓、大口徑的閥門。

綜上所述，根據設計工況，本章設計球閥結構采用固定球閥結構。

3.2.3 確定閥體設計材料

根據工作介質的性質確定合適的材料，保證材料有足夠的耐腐蝕性，并具有可靠的強度和剛度。材料的選擇見表3-1。

3.2.4 內徑的確定

　　（3-1）

式中 Q —LNG流量，取3200m3/d；

d —管道內徑，mm；

—管道內流體的速度，取1.8m/s。

假定管內流速為1.8m/s，

查《閥門設計手冊》表得：取，

3.2.5 最小壁厚的確定

由于最小壁厚不能直接從設計標準中查出，故采用插入法進行計算。

　　（3-2）

查《閥門設計手冊》。

式中 tm —計算的閥體壁厚，mm；

PN —閥門公稱壓力，MPa；

PN1 —最小壁厚表中公稱壓力（小值），MPa；

PN2 —最小壁厚表中公稱壓力（大值），MPa；

tm1 —由PN1=4.0MPa可查表得出的厚度，mm；

tm2 —由PN2=5.0MPa可查表得出的厚度，mm。

將所查數據代入式（3-2）得：

球閥閥體常用整體鑄、鍛或者棒材加工而成。由于所給條件的工作壓力適于中低壓，所以采用薄壁計算公式進行計算。計算公式如式（3-3）所示。

　　（3-3）

式中 —名義厚度，mm；

—有效厚度，mm；

—壁厚附加量，mm。

　　（3-4）

式中 p —設計壓力，MPa；

—許用應力，MPa；

—閥體內徑，mm。

代入式（3-3）可得

3.2.6 球體的直徑確定

球體的直徑大小影響球閥結構的緊湊性，因此應盡量縮小球體直徑，球體半徑一般按照計算，同時為保證球體表面能完全覆蓋閥座密封面，選定球徑后須按照式（3-5）進行校核：

　　（3-5）

必須滿足D＞Dmin。

式中 Dmin —最小球體直徑，mm；

D2 —閥座外徑，mm；

d —球體通道口直徑，mm，mm。

mm

式中 —最小球體半徑，mm。

mm

為便于設計計算，取球體直徑D=250mm。

全通徑球閥的優點：

① 損失小，防堵塞，耐高壓，耐磨損；

② 密封面無摩擦，密封性能好，使用壽命長。

縮頸球閥的優缺點：

① 重量比全通徑的球閥輕30%左右，有利于減輕管道負荷，降低成本；

② 縮頸球閥的閥芯內徑與公稱直徑一樣，通常用于滿負荷流量，要求壓降小，液體介質居多；綜合考慮，此章設計球閥采用全通徑球閥；選取球體通道孔直徑d=150mm。

3.2.7 球體與閥座之間密封比壓的確定

作用于單位密封面上的平均正壓力稱為密封比壓，密封比壓實際上是指密封面理論計算的比壓。

密封比壓按式（3-6）計算：

　　（3-6）

式中 q —密封比壓，MPa，查《閥門設計手冊》，取q＝150 MPa；

FMZ —出口端閥座密封面上的總作用力，N；

d —閥座密封面內徑，mm，查《閥門設計手冊》，取254 mm；

bM —閥座密封面寬度，mm，查《閥門設計手冊》，取10 mm。

將數據代入式（3-6）可得：

3.2.8 彈簧設計計算

（1）彈簧強度條件

根據理論推導，彈簧的強度條件為：

　　（3-7）

式中 [τ]—許用剪應力，取決于彈簧材料和符合類型。

若為靜載荷或循環次數N≤103，則K=1；若為變荷載，則K＞1。

　　（3-8）

式中 K —曲度指數；

c —旋繞比，一般取。

（2）彈簧剛度條件

剛度KP反映彈簧的基本性能，可根據公式算出：

　　（3-9）

又

　　（3-10）

式中 D —彈簧外徑，mm；

D2 —彈簧中徑，mm；

n —彈簧有效工作圈數。

　　（3-11）

式中 D —彈簧外徑，mm；

n —彈簧有效工作圈數。

（3）制造條件

彈簧制造中的主要參數為旋繞比c，當d不變時，D2小，則c小，卷繞困難。

因為

　　（3-12）

所以

（4）行程條件

彈簧的行程h與螺距t有關，在P2作用下，彈簧各圈之間應留有一定的間隙δ()。

因為

　　（3-13）

而

　　（3-14）

所以

　　（3-15）

由上述可見，d、D、n、t與式（3-13）、式（3-15）、式（3-17）、式（3-18）存在一定關系，彈簧的設計，首先必須滿足強度與行程條件。強度條件不滿足，可改選材料。如尺寸不夠理想，可改選c和[τ]來加以調整。

本章設計按式（3-13）～式（3-18）設計彈簧時，采用試算法進行計算；已知P2=1.58×107N，行程為h=11mm。

① 繪制彈簧示意圖3-2

(取0.3)

根據計算得，mm、mm、mm。

② 計算彈簧主要尺寸

奧氏體不銹鋼N/mm，取，計算。

初選，查表MPa。

，合格。

取圈。

3.2.9 比壓的計算

必須比壓是為保證密封，密封面單位面積上所需的最小壓力，以qb表示。由于流體壓力或附加外力的作用。在球體與閥座之間產生壓緊力，于是必須比壓是球閥設計中最基本的參數之一，直接影響球閥的性能與結構尺寸。閥座的示意圖如圖3-3所示。式（3-16）是由實驗結果（《閥門設計與應用》機械工業出版社）得出的計算公式：

　　（3-16）

式中 qb —設計比壓，MPa；

c —與密封面材料有關的系數，查《使用閥門技術問答》，取c=3.5；

p —流體工作壓力，取p=0.3MPa；

k —在給定密封面材料條件下，考慮介質壓力對比壓值的影響系數，上網查資料，取k=0.8；

b —密封面寬度，取b=10mm。

將數據代入式（3-16）可得：

設計時，確定的在密封面單位面積上的壓力，稱為設計比壓，以q表示。選擇密封面時應使密封可靠、壽命長和結構緊湊，必須保證：

　　（3-17）

設計比壓中的力的平衡關系進行計算：

　　（3-18）

　　（3-19）

式中 N —球體對閥座密封面的法向力，N；

S —閥座與截出的球心環帶面積，S=2πr(L1-L2)；

Q —作用于閥座密封面上的沿流體方向的合力，N；

φ —密封面法向與流道中心線的夾角，（°）。

　　（3-20）

　　（3-21）

式中 r —摩擦半徑，mm；

L1，L2 —球體中心線至閥座兩端面的距離，mm；

D1 —閥座內徑，mm，取D1=150mm；

D2 —閥座外徑，mm，取D2=179.2mm；

Dm —閥座平均直徑，mm；

R —球體半徑，mm。

整理所得數據代入式（3-18）可得：