截止阀设计计算说明

截止阀设计计算书

(J41H-64C-DN200)

编制:刘斌文 审核:王学敏

上海上冶阀门制造有限公司

目录

一、 壳体最小壁厚验算………………………………………………………1 二、 密封面上总作用力及比压…………………………………………1 三、 中法兰螺栓强度验算………………………………………………….. 3 四、 阀体中法兰强度验算……………………………………………………6 五、 阀杆强度验算……………………………………………………………….1 六、 阀瓣强度验算……………………………………………………………….1

参考文献

设计说明与计算过程 一、壳体最小壁厚验算 1、设计给定tB=19mm（参照GB/T12235-2008） 2、按第四强度理论验算 pd'C(见实用阀门设计手册表5-78) t’= B 2.3LP 式中：tB’—考虑腐蚀裕量后阀体壁厚(mm) P—设计压力（MPa），取公称压力PN P=6.4 MPa d’ —阀体中腔最大内径(mm) d’=200(设计给定) [σL ]t—425℃阀体材料的许用拉应力（MPa） 查表（设3-3）知 [σL ]t= 51MPa C—考虑铸造偏差，工艺性和介质腐蚀等因素 而附加的裕量（mm） 6.4×200 tB’= +C 2.3×51-6.4 因tB’-C=11.54,参照表（设5-79）, C取3mm tB’=11.54+3=14.54mm 显然tB> tB’，故阀体最小壁厚满足要求 二，密封面总作用力及比压计算 1. 截止阀密封面比压 按《阀门设计手书》式4-106 QMZq (dbm)bm QMZ—阀座密封面上总作用力（N） 结果 tB=19mm tB’=14.54mm ，bm—密封面宽度 d—密封面内径（mm）QMZQMFQMJ 式4-107

设计说明与计算过程 QMF—介质密封力（N），QMJ—密封面上介质力（N） QMF计算如下QMF=(dbm)bmqMF =3.14×（160+30）×30×6.5 结果 QMF=116337N =116337N qMF—密封面必需比压查《实用阀门手册》3-21得 qMF=6.5 MPa 计算如下 QMJ = 0.785(dbm)p =0.785×（160+30）×（160+30）×6.4 2qMF=6.5 MPa QMJ=181366.4N =181366.4N QMZ=116337+181366.4=297703.4N QMZ=297703.4N q=297703.4/17989=16.5 MPa 查《实用阀门设计手册》表3-22得知密封材料许用比压[q]为250 MPa因6.5<16.5<250 所以qMF1 设计说明与计算过程 F’FZ—流体静压总轴向力（N） F’FZ =0.785DDP2P 其中 DDP为垫片压紧力作用中心圆直径(mm) DDP=220+30=250mm（设计给定） F’FZ =0.785×2502×6.4=314000N FDJ—操作状态下需要的最小垫片压紧力（N） FDJ =2πb DDPmP 其中 b=bo（垫片基本密封宽度mm） b=bo=20mm(设计给定) m为垫片系数, m=2.5(查表3-32) FDJ =2×3.14×20×250×2.5×6.4 =502400N FG =314000+502400 =816400N （2）预紧状态下螺栓所受载荷FYJ（N） FYJ=πbDDPqYJ 式中：qYJ—垫片比压（MPa） qYJ=31.7MPa(查表3-32) FYJ=π×20×270×31.7=537505.2N 3、螺栓面积计算 （1）操作状态下需要的最小螺栓截面积(mm2) Ap = FG /[б]t 式中：[б]t—425℃下螺栓材料的许用应力（MPa） [б]t=137 （MPa）(查表3-9) Ap= 816400/ 137=5959mm2 （2）预紧状态下需要的最小螺栓截面积（mm2） Aa= FYJ/[б] 结果 F’FZ =314000N FDJ =502400N FG =816400N FYJ =537505.2N Ap=5959 mm2

设计说明与计算过程 式中：[б]—常温下螺栓材料的许用应力（MPa） 查表[б] =[б]t=137MPa Aa= 537505.2/137=3923.4mm2 （3）设计时给定的螺栓总截面积 2 Ab= ndmin 22 = ×12×27=6867.2mm （4）比较：需要的螺栓总截面积Am=max（Aa，Ap） =5959 mm2显然 Ab>Am 故：螺栓强度校核合格 四、中法兰厚度验算 1.35Wbx te’= 22 1anbn 式中：te’—计算的法兰厚度（mm） X—螺栓中心到法兰根部的距离（mm） X=25(设计给定) [б1 ]—材料径向许用弯曲应力（MPa） [б1 ]=61MPa(查表3-3) an—垫片压紧力作用中心长轴半径（mm） an=125mm(设计给定) bn—垫片压紧力作用中心短轴半径（mm） bn=125mm(设计给定) Wb —螺栓综合力 据前页计算得出为816400N 25 te’= 1.35816400 =42.5mm 2261125125 设计给定te=45mm 2 结果 Aa=3923.4mm2 Ab=6867.2mm2 Am=5959 mm2 te’ =42.5mm te =45mmn 故中法兰厚度设计满足要求

3 设计说明与计算过程 五 阀杆强度验算 1.拉压应力校核： QFZ按《阀门设计手册》4-244 F—阀杆所受的拉压应力(N) QFZ—阀杆总轴向力(N) QFZQMFQMJQTsinL（式4-141） QMF—密封面上形成密封比压所需轴向力(N) 结果 QMJ—关闭时作用在阀瓣上的介质力(N) QT—阀杆与填料间的摩擦力(N) L—阀杆螺纹升角3.38度查表4-85 F—阀杆最小截面积（mm2） —材料许用拉应力MPa查表3-7，得知为150MPa 1）QMF=DmpbmqMF（4-142 Dmp—阀座密封面的平均直径（mm）204 mm bm—阀座密封面宽度（mm）6 mm设计给定 qMF—密封必需比压qMF=12MPa表4-65（mm） L—阀杆螺纹升角 QMF=3.14×204×6×12 =46120.3N 2）QMJ=0.785Dmp2p =0.785×41616×6.4 =209078.8 N 4

设计说明与计算过程 3）QT= dFhTTp =3.14×44×100×0.21×6.4 结果 =18568.7 N dF—阀杆直径（mm）44mm hT—填料层总高度mm T—摩擦系数，石墨=0.21 QFZ=46120.3+209078.8+18568.7（sin3.38） =256374.7N 所以=25637.4/（0.785×402） =20.41 MPa 得知=150 MPa，故<为合格 五 阀瓣强度验算 1.I-I断面处剪应力τ<[τ] [τ] —许用剪应力查《实用阀门设计手册》表3-5得知[τ] =70MPa τ=QMFQMJ d(tBC) d—阀瓣孔直径，80mm（设计给定） tB—阀瓣实际厚度，53mm（设计给定） C—腐蚀裕取3mm见表5-79 τ=（46120.3+209078.8）/（3.14*80*（53-3）） =20.3 MPa 20.3<70MPa,所以τ<[τ]，为合格

设计说明与计算过程 2 .II-II断面处剪应力σw <[σw] [σw] —许用弯曲应力查《实用阀门设计手册》 表3-5得知[σw] =140MPa QMFQMJ σw = 2(tBC) σw =（46120.3+209078.8）/（50*50） =102 MPa 102<140MPa,所以σw <[σw]，为合格 参考文献 《阀门设计手册》 机械工业出版社 《实用阀门设计册》 机械工业出版社 《机械设计手册》 化学工业出版社 结果 6