毕业设计计算说明书闸阀.doc

目 录一、设计基本参数21、型号 22、执行标准23、阀门结构2二、计算过程21、密封面比压的验算22、阀体最小壁厚计算3、查表法3、计算法33、闸板的计算34、阀杆得强度计算45、阀杆头部强度验算66、阀杆稳定性验算77、中法兰连接螺栓7 7.1常温时强度验算7 7.2中法兰连接螺栓初加温时强度验算9 7.3中法兰连接螺栓高温时强度验算108、阀体(中法兰)强度验算119、阀盖的强度验算1310、阀盖支架（T型加强筋）1411、手轮总扭矩及圆周力16参考文献18一、 设计基本参数：1、型 号：80Z40H-402、执行标准：阀门设计按照GB/T 12234-2007年的规定； 阀门法兰按照GB/T 9113.1-4的规定； 阀门结构长度按照GB/T 12221的规定； 阀门试验与检验按照GB/T 13927的规定；3、技术参数： 、公称尺寸DN：80 、公称压力PN：40 、适用温度范围：350 、介质化学性能：水、蒸汽、油品。4、阀门结构： 、密封副结构：环状密封 、中法兰结构：凹凸面 、阀杆结构：明杆二、 计算过程：1、 密封面比压的验算 1、密封面比压计算公式： - 式中： 阀座密封面内径d= 80 mm； 阀座密封面宽度bm= 10 mm； 2、出口端阀座密封面上的总作用力： 式中：作用在出口密封面上的介质静压力： = 25446.90 N；密封面上达到必需比压时的作用力：= 21205.75 N；代入得：= 21205.75 N；代入得：q= 16.5 Mpa；查表得：密封面必需比压= 7.5 Mpa； 密封面许用比压= 45 Mpa；则得： q验算合格2、阀体最小壁厚计算：、查表法：按GB/T 12234-2007查表的阀体最小壁厚为： 11.4 mm。、计算法：按塑性材料薄壁阀体厚度公式计算： 式中：设计压力p= 4 Mpa；设计内径DN= 80 mm；许用拉应力= 92 Mpa；附加裕量C= 4 mm；代入上式得：= 5.54 mm； 则最小壁厚实际取= 12 mm.。3、闸板的计算： 计算厚度：SB= R式中：圆弧过渡外半径密封面平均半径R=(DMN+bM) /2= 46mm；系数：K=1.24 （自由周边：钢1.24）；计算压力p： 设计给定 4.0Mpa；许用弯曲应力w= 102MPa；腐蚀余量C： 设计给定 4.5mm；代入上式得：SB= 14.64mm；实际厚度SB： 设计给定 16mm；则得：SB SB 合格。4、 阀杆强度计算关闭时阀杆总轴相力 :QFZ=K1QMJ+K2QMF+ Qp+QT= 20091.97 N；开启时阀杆总轴向力:QFZ=K3 QMJ +K2 QMF Qp+ QT = 16457.14 N；阀杆最大轴向力（取 QF、QFZ较大值）：QFZ= 20091.97 N ； 查表3-28得： 系数: K1=0.29 K2=0.77 K3=0.41 K4=0.62密封面处介质作用力，由1序号得:QMJ = 25446.90N；密封面上密封力，由1序号得:QMF = 21205.75 N；阀杆径向截面上介质作用力：Qp=/4dF2p= 520.53N；阀杆直径：设计给定dF= 22mm；计算压力p： 设计给定 4.0MPa；阀杆与填料摩擦力：QT =dFbTp= 1182.72N；查表3-15得（按h/b）：系数：= 2.24； 填料深度hT： 设计给定 42mm；填料宽度bT: 设计给定 6mm；轴向拉应力：L= QFZ /Fs= 88.48Mpa；轴向压应力：Y= QFZ /Fs= 108.02Mpa；查表3-17（按退刀槽处At）得：阀杆最小截面积Fs ： 186mm2 ； 扭应力：N=MFL/Ws= 76.79Mpa；关闭时阀杆螺纹摩擦力矩：MFL = MFL+ Ws = 46010.60Nmm； 查表3-16得：螺纹摩擦半径RFM: 2.79mm；查表3-17（按退刀槽处At）得： 阀杆最小断面系数Ws： 730mm3；合成应力：=Y 2+4N 2 = 187.76Mpa；查表3-7得许用拉压力：L= 225Mpa；许用压应力：Y= 200Mpa； 许用扭应力：N= 120Mpa； 许用合成应力：= 210Mpa；LL，N N， Y Y， 合格。5、 阀杆头部强度验算 剪应力： =( QFZQT)/2bh= 16.16Mpa；开启时阀杆总作用力，由4序号得： QFZ = 16457.14Mpa； 阀杆与填料摩擦力，由4序号得： QT= 1182.72N；图示b： 设计给定 35.72mm；图示h： 设计给定 13.23mm；查表3-7得： 许用剪应力：= 120Mpa； 注：合格。6、 阀杆稳定性验算 允许细长比0： 30；实际细长比：=4lF/dF= 79.6；支承型载影响系数：= 1；阀杆直径dF： 设计给定 22mm；计算长度lF: 设计给定 438mm； 查表3-22得： 临界细长比：L= 80；压应力：= QFZ /F= 114.15Mpa；关闭时阀杆总轴向力，由4序号得：QFZ = 20091.96N；阀杆截面积：F=176mm2由图3-2得：实际许压应力：Y= 140Mpa； 注：1、0L 合格 2、YY合格7、中法兰连接螺栓螺栓材料：35CrMo7.1常温时强度验算：操作下总作用力： Q=QDJ+QDF+QDT+QFZ= 190743.27N；最小预紧力： Q=QYJ= 114353.97N；螺栓计算载荷（取Q或Q中较大值）： QL= 190743.27N；垫片处介质作用力： QDJ= DDP p/4= 61575.21N；垫片平均直径DDP： 设计给定 140mm；计算压力p： 设计给定 4.0Mpa；垫片上密封力： QDF=2DDP BmDPp= 96761.05N；由表3-23（根据bDP）得：垫片有效宽度：B= 10mm；垫片宽度bDP： 设计给定 10mm；由表3-24得 垫片系数：mDP= 2.75；垫片弹性力： QDT=QDJ= 12315.04N；系数： =0.2 （按固定法兰取0.2）；关闭时阀杆总轴向力，由4序号得： QFZ = 20091.96N；必须预紧力： QYJ=DDPBNqYJKDP= 114353.97N；查表3-24得：密封面预紧比压：qYJ= 26Mpa；垫片形状系数：KDP=1 （按圆形取1）；螺栓拉应力： L=QL/FL= 10.30Mpa；螺栓总截面积： FL =ZF1= 1729.2mm2；螺栓数量Z： 设计给定 12；由表3-9（根据dL）得： 单个螺栓截面积： F1 = 144.1mm； 螺栓直径dL： 设计给定 16mm；表3-9（根据 dL） 许用拉应力：L= 200Mpa；螺栓间距与直径比： LJ=D1/ZdL= 3.14；螺栓孔中心圆直径D1： 设计给定 192mm；注:1、L L合格。 2、2.7 LJ4合格7.2中法兰连接螺栓初加温时强度验算螺栓计算载荷： QLZ=QLZ+ Qt = 270048.62N；常温时螺栓计算载荷，由7.1序号得： QLZ = 190743.27N；初加温时螺栓温度变形力： Qt = tL/（L/FLEL+DP/FDPEDP) 79305.35N；由表3-25（根据t）得；初加温时温度差：t= 35；介质工作温度T： 设计给定 350；由表3-8（根据tL）得：材料线胀系数：= 12.60101/；螺栓计算长度： L=2h+DP = 54mm；中法兰厚h： 设计给定 26mm；垫片厚度DP： 设计给定 2mm；中法兰温度：tF=0.5t= 175；螺栓温度： tL = tFt= 140；螺栓总截面积，由7.1序号得：FL = 1729.20mm2；查表3-8（根据tL）得：螺栓材料弹性模量：EL= 2.10105Mpa；垫片面积： FDP=DDP bDP = 4398.22mm2；垫片平均直径DDP： 设计给定 140mm；垫片宽度bDP： 设计给定 10mm；查表3-24得：垫片材料弹性模量：EDP= 0.03105Mpa；螺栓拉应力： L=QLZ/FL= 156.16MPa；安全系数： ns=(s) tL /L = 3.14；查表3-8(根据tL)得：屈服点：(s) tL = 490Mpa；ns =3.141.25合格 7.3中法兰连接螺栓高温时强度验算螺栓计算载荷： QLZ=QLZ+Qt= 277816.31N；常温时螺栓计算载荷，由7.1序号得： QLZ = 190743.28N；高温时螺栓温度变形力： Qt= = 87073.03N；由表3-25（根据t）得：高温时温度差：t= 35；介质工作温度t： 设计给定 350；由表3-8（根据tL）得：材料线胀系数：= 13.90101/；由表3-25（根据t）得：初加温时温度差：t= 90；初加温时螺栓温度变形力： Qt= 79305.30N；中法兰温度，由7.2序号得： tF=0.9t= 315；螺栓温度： tL=tFt= 280；螺栓拉应力： L=QLZ/FL= 156.16MPa；螺栓总面积，由7.1序号得： FL = 1729.20mm2；安全系数： ns=(s)tL /L= 5.08；由表3-8(根据tL)得：屈服极限：(s)tL = 560Mpa；ns=5.081.35 合格。 8、阀体(中法兰)强度验算常温时比值系数： n= QLZ /w = 1734.03mm；初加温时比值系数： n= QLZ /w = 1687.80mm；高温时比值系数： n= QLZ /w = 1875.26mm；计算载荷(取n， n，n中最大时的QLZ ，QLZ ，QLZ)： QLZ= 270048.63N； 常温时螺栓计算载荷，由7.1序号： QLZ= 190743.28N；初加温时螺栓计算载荷，由7.2序号： QLZ = 270048.63N；高温时螺栓计算载荷，由7.3序号： QLZ= 277816.31N；由表3-3得：许用弯曲应力：w = 110Mpa；许用弯曲应力： w = (s)tF /1.25= 160MPa；屈服点： (s)tF =200Mpa 表3-2（根据tF）； 中法兰温度,由7.2序号得： tF = 175； 许用弯曲应力 ：w = (R) tF /0.9= 148.15Mpa；取(R) tF /1.35或(R) tF /0.9的最小值 由表3-2得屈服点：(s)tF= 200Mpa； 中法兰温度，由7.2序号得： tF = 315；I-I断面弯曲应力： WI =Ql1/ WI= 66.52MPa；力臂： l1=(D1DM)/2= 19mm；螺栓孔中心圆直径 D1： 设计给定 192mm；中法兰根径Dm： 设计给定 154mm；断面系数： WI=(/6) Dm h2= 54481.09mm3；中法兰厚度h： 设计给定 26mm；II-II断面弯曲应力： WII =0.4Ql2/ WII = 34.13MPa；力臂： l2=l1+(DmDn) /4= 56.50mm；计算内径Dn ： 设计给定 80mm；断面系数： WII=(/6)(Dm+Dn)/2(DmDn)/22= 83823.87；注：w ， WII w 为合格。9、阀盖的强度验算 I-I断面拉应力： =p Dn /4(SBC)+ QFZ /Dn /(SBC)= 23.75MPa；计算压力p： 设计给定 4.0MPa；计算内径Dn： 设计给定 80mm；实际厚度SB： 设计给定 12mm；腐蚀余量C： 设计给定 4mm；关闭时阀杆总轴向力： QFZ = 20091.97N；-断面剪应力： =pdr/4(SBC)+QFZ/dr (SBC)= 21.56MPa；图示：dr= 设计给定 54mm；由表3-3得：许用拉应力：L= 92Mpa；许用剪应力：= 55Mpa； 注：LL， 合格。10、阀盖支架（T型加强筋） I-I断面弯曲应力= 10 Mpa；关闭时阀杆总轴向力，由4序号得：QFZ= 20091.97N；框架两重心处距离L= L1+2Y= 84.85mm；图示L： 设计给定 70 mm；图示：Y=CA2+(B-C)a2/（2CA+(B-C)a）= 7.42 mm；图示C： 设计给定 16 mm；图示A： 设计给定 20 mm；图示B： 设计给定 50 mm；图示a： 设计给定 10 mm；图示H： 设计给定 152 mm；III-III断面惯性矩I=(D-d)h3/12= 157208.33 mm；图示D： 设计给定 70 mm；图示d： 设计给定 26 mm；图示h： 设计给定 35 mm；II-II断面惯性矩： I=1/3(BY= 17621.21 mm；I-I断面系数：W= 2343.47 mm；III-III断面弯曲应力：=(QFZL/4-M2)/W3= 44.80 Mpa；III-III断面弯曲力矩：M= 23700.71N. mm；III-III断面系数：W= 8983.33mm；I-I断面拉应力：= 15.22 Mpa；I-I断面扭矩引起的弯曲应力：=(M= 0.32 N. mm；弯曲力矩：M = M = 3013.79 N. mm；阀杆螺母凸肩摩擦力矩:M =2/3Q(r)= 3013.79 N. mm；由查表3-26（3）得：凸肩部分摩擦系数:= 0.30； 阀杆螺母凸肩外半径r： 设计给定 24.00 mm；阀杆螺母凸肩内半径r: 设计给定 20.00 mm；I-I断面合成应力:= 25.53 Mpa；由查表3-3得：许用拉应力：L= 82 Mpa；许用弯曲应力：= 102 Mpa； 注：L，11、手轮总扭矩及圆周力关闭时总矩扭(不带滚珠轴承):M= MM 49024.40 N. mm；关闭时阀杆螺纹摩擦力矩,由4序号得：M= 46010.60 N. mm；阀杆螺母凸肩摩擦力矩，由10序号得：M= 3013.79 N. mm；园周力：Q=2M/D 式中：手轮直径D： 设计给定 250mm； 代入式子的：Q= 392.20 Mpa；参 考 文 献1 陆培文主编.实用阀门设计手册M.北京：机械工业出版社，20022 陆培文主编.阀门设计计算手册.中国标准出版社，19943 杨源泉主编.阀门设计手册M.北京：机械工业出版社，20004 沈阳高中压阀门厂编著.阀门制造工艺M.北京：机械工业出版社，1984.5 英汉阀门工程词汇编辑委员会编.英汉阀门工程词汇M.北京：北京科技出版社，1989. 6 孙晓霞主编.实用阀门技术问答M.北京：中国标准出版社，2001.7 冠国清主编.电动阀门选用手册M.北京：天津科学技术出版社，1997.8 陆培文等编.阀门选用手册M.北京：机械工业出版社， 2001.9 陆培文等编.国内外阀门新结构M北京：中国标准出版社， 1997.10美J. L.菜昂斯著.阀门技术手册M北京：机械工业出版社， 1991.11 C. Yamahata, F. Lacharme, Y. Burri, and M.A.M. Gijs, “A Ball. Valve Micropump in GlassFabricated by Powder Blasting,” Sens.Actuators .B (in press). DOI: 10.10 16/jsnb.2005.0 1.005.12 C.C. Tsai, C.Y. Chang and C.H. Tseng, “Optimal design of metal seated ball valve mechanism,” Structural and Multidisciplinary Optimization 26, 249255 (2004) DOI：10.1007/s00158-003-0342-3.13 C. Fu, Z. Rummler and W. Schomburg, “Magnetically Driven Micro Ball Valves Fabricated by Multilayer Adhesive Film Bonding,” J. Microm