毕业设计计算说明书闸阀.doc

目 录

一、设计基本参数……………………………………………………………2
1、型号…………………………………… ……………………………2
2、执行标准……………………………………………………………2
3、阀门结构……………………………………………………………2
二、计算过程…………………………………………………………………2
1、密封面比压的验算…………………………………………………2
2、阀体最小壁厚计算…………………………………………………3
①、查表法……………………………………………………………3
②、计算法……………………………………………………………3
3、闸板的计算…………………………………………………………3
4、阀杆得强度计算……………………………………………………4
5、阀杆头部强度验算…………………………………………………6
6、阀杆稳定性验算……………………………………………………7
7、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…………………………………10
8、阀体(中法兰)强度验算………………………………………………11
9、阀盖的强度验算………………………………………………………13
10、阀盖支架（T型加强筋）……………………………………………14
11、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-40
2、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：
①、公称尺寸DN：80
②、公称压力PN：40
③、适用温度范围：≤350℃
④、介质化学性能：水、蒸汽、油品。
4、阀门结构：
①、密封副结构：环状密封
②、中法兰结构：凹凸面
③、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：

-------④

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；①
密封面上达到必需比压时的作用力：
= 21205.75 N；②
代入得：= 21205.75 N；
代入④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： 算：
①、查表法：
按GB/T 12234-2007查表的阀体最小壁厚为： 11.4 mm。
②、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：
S′B= 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〔σw〕= 102MPa；
腐蚀余量C： 设计给定 4.5mm；
代入上式得：S′B= 14.64mm；
实际厚度SB： 设计给定 16mm；
则得：S′B

4、 阀杆强度计算
关闭时阀杆总轴相力 :
Q′FZ=K1QMJ+K2QMF+ Qp+QT= 20091.97 N；①
开启时阀杆总轴向力:
Q″FZ=K3 QMJ +K2 QMF －Qp + QT = 16457.14 N；②
阀杆最大轴向力（取 Q′F、Q″FZ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①得:
QMJ = 25446.90N；
密封面上密封力，由1序号②得:
QMF = 21205.75 N；
阀杆径向截面上介质作用力：
Qp =π/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 =ψdFbTp= 1182.72N；③
查表3-15得（按h/b）：
系数：ψ= 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：
σL= Q″FZ /Fs= 88.48Mpa；
轴向压应力：
σY= Q′FZ /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：
τN=M′FL/Ws= 76.79Mpa；
关闭时阀杆螺纹摩擦力矩：
M′FL = M′FL+ Ws = 46010.60Nmm；④
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：
σ∑=√σY 2+4τN 2 = 187.76Mpa；
查表3-7得
许用拉压力：〔σL〕= 225Mpa；
许用压应力：〔σY〕= 200Mpa；
许用扭应力：〔τN〕= 120Mpa；
许用合成应力：〔σ∑〕= 210Mpa；
σL<〔σL〕，τN < 〔τN〕， σY < 〔σY〕， σ∑<〔σ∑〕合格。

5、 阀杆头部强度验算

剪应力：
τ=( Q″FZ－QT)/2bh= 16.16Mpa；
开启时阀杆总作用力，由4序号②得：
Q″FZ = 16457.14Mpa；
阀杆与填料摩擦力，由4序号③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：〔τ〕= 120Mpa；
注：τ<〔τ〕合格。

6、 阀杆稳定性验算

允许细长比λ0： 30；
实际细长比：λ=4µλlF/dF= 79.6；
支承型载影响系数：µλ= 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：λL= 80；
压应力：
σ= Q′FZ /F= 114.15Mpa；
关闭时阀杆总轴向力，由4序号①得：
Q′FZ = 20091.96N；
阀杆截面积：F=176mm2
由图3-2得：
实际许压应力：〔σY〕= 140Mpa；
注：1、λ0<λ<λL 合格 2、σY　<〔σY〕合格

7、中法兰连接螺栓
螺栓材料：35CrMo
7.1常温时强度验算：
操作下总作用力：
Q′=QDJ+QDF+QDT+Q′FZ= 190743.27N；①
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；②
垫片处介质作用力：
QDJ= DDP pπ/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=2πDDP 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=ηQDJ= 12315.04N；
系数：η =0.2 （按固定法兰取0.2）；
关闭时阀杆总轴向力，由4序号①得：
Q′FZ = 20091.96N；
必须预紧力：
QYJ=πDDPBNqYJKDP= 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：
σL=QL/FL= 10.30Mpa；
螺栓总截面积：
FL =ZF1= 1729.2mm2；③
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：〔σL〕= 200Mpa；
螺栓间距与直径比：
LJ=πD1/ZdL= 3.14；
螺栓孔中心圆直径D1： 设计给定 192mm；
注:1、σL <〔σL〕合格。
2、2.7< LJ<4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：
Q′LZ=QLZ+ Q′t = 270048.62N；①
常温时螺栓计算载荷，由7.1序号②得：
QLZ = 190743.27N；
初加温时螺栓温度变形力：
Q′t =△ t′L/（L/FLEL+δDP/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t′L）得：
材料线胀系数：α= 12.60×101/℃；
螺栓计算长度：
L=2h+δDP = 54mm；
中法兰厚h： 设计给定 26mm；
垫片厚度δDP： 设计给定 2mm；
中法兰温度：
t′F=0.5t= 175℃；②
螺栓温度：
t′L = t′F－△t′= 140℃；
螺栓总截面积，由7.1序号③得：
FL = 1729.20mm2；
查表3-8（根据t′L）得：
螺栓材料弹性模量：EL= 2.10×105Mpa；
垫片面积：
FDP=πDDP 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= 0.03×105Mpa；
螺栓拉应力：
σ′L=Q′LZ/FL= 156.16MPa；
安全系数：
n′s=(σs) t′L /σ′L = 3.14；
查表3-8(根据t′L)得：
屈服点：(σs) t′L = 490Mpa；
n′s =3.14≥1.25合格
7.3中法兰连接螺栓高温时强度验算
螺栓计算载荷：
Q″LZ=QLZ+Q″t= 277816.31N；①
常温时螺栓计算载荷，由7.1序号②得：
QLZ = 190743.28N；
高温时螺栓温度变形力：
Q″t= 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：α= 13.90×101/℃；
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：
Q′t= 79305.30N；
中法兰温度，由7.2序号②得：
t″F=0.9t= 315℃；
螺栓温度：
t″L=t″F－△t″= 280℃；
螺栓拉应力：
σ″L=Q″LZ/FL= 156.16MPa；
螺栓总面积，由7.1序号③得：
FL = 1729.20mm2；
安全系数：
n″s=(σs)t″L /σ″L= 5.08；
由表3-8(根据t″L)得：
屈服极限：(σs)t″L = 560Mpa；
n″s=5.08≥1.35 合格。

8、阀体(中法兰)强度验算
常温时比值系数：
n= QLZ /〔σw 〕= 1734.03mm；
初加温时比值系数：
n′= Q′LZ /〔σ′w 〕= 1687.80mm；
高温时比值系数：
n″= Q″LZ /〔σ″w 〕= 1875.26mm；
计算载荷(取n， n′，n″中最大时的QLZ ，Q′LZ ，Q″LZ)：
QLZ= 270048.63N；
常温时螺栓计算载荷，由7.1序号①：
QLZ= 190743.28N；
初加温时螺栓计算载荷，由7.2序号①：
Q′LZ = 270048.63N；
高温时螺栓计算载荷，由7.3序号①：
Q″LZ= 277816.31N；
由表3-3得：
许用弯曲应力：〔σw 〕= 110Mpa；
许用弯曲应力：
〔σw 〕= (σs)t″F /1.25= 160MPa；
屈服点：
(σs)t″F =200Mpa 表3-2（根据t′F）；
中法兰温度,由7.2序号②得：
t′F = 175℃；
许用弯曲应力 ：
〔σ″w 〕= (σR) t″F /0.9= 148.15Mpa；
取(σR) t″F /1.35或(σR) t″F /0.9的最小值
由表3-2得
屈服点：σs)t″F= 200Mpa；
中法兰温度，由7.2序号②得：
t″F = 315℃；
I-I断面弯曲应力：
σWI =Ql1/ WI= 66.52MPa；
力臂：
l1=(D1－DM)/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=(π/6) Dm h2= 54481.09mm3；
中法兰厚度h： 设计给定 26mm；
II-II断面弯曲应力：
σWII =0.4Ql2/ WII = 34.13MPa；
力臂：
l2=l1+(Dm－Dn) /4= 56.50mm；
计算内径Dn ： 设计给定 80mm；
断面系数：
WII=(π/6)［(Dm+Dn)/2］［(Dm－Dn)/2］2= 83823.87；
注：＜〔σw 〕， σWII ＜〔σw 〕为合格。
9、阀盖的强度验算

I-I断面拉应力：
σ=p Dn /4(SB－C)+ Q′FZ /π/Dn /(SB－C)= 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：
Q′FZ = 20091.97N；
Ⅱ-Ⅱ断面剪应力：
τ=pdr/4(SB－C)+Q′FZ/πdr (SB－C)= 21.56MPa；
图示：dr= 设计给定 54mm；
由表3-3得：
许用拉应力：〔σL〕= 92Mpa；
许用剪应力：〔τ〕= 55Mpa；
注：σL＜〔σL〕，τ＜〔τ〕 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①得：
Q'FZ= 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〕/（2〔CA+(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：
σ=(Q'FZL/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；①
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：〔σL〕= 82 Mpa；
许用弯曲应力：〔σ〕= 102 Mpa；
注：＜〔σL〕，σ＜〔σ〕

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④得：
M= 46010.60 N. mm；
阀杆螺母凸肩摩擦力矩，由10序号①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2002
[2] 陆培文主编.阀门设计计算手册.中国标准出版社，1994
[3] 杨源泉主编.阀门设计手册[M].北京：机械工业出版社，2000
[4] 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, 249–255 (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