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NO: SJ/Q01-09球阀设计计算说明书(200Q347F-16C)编制: 审核:阀门有限公司目录一、壳体壁厚SB验算 . 1二、密封面上总作用力及计算比压1三、阀杆头部强度验算 2四、中法兰螺栓强度较核 5 参考文献结果一、 壳体壁厚SB(mm)验算。1、 从表(9-37) 1 查出BS 5351-1999标准中的最小壁厚10,参考取tB取17.5mm,(阀座底角)2、壳体壁厚t计算:(据手册表5-74 t计算) 1 t B = +C式中:p计算压力,P=PN=1.6 MPa (设计给定)Dn计算内径,Dn = 315 mm。L材料许用拉应力。(查手册表3-5) 1 L = 98 MPa C考虑工艺性和介质腐蚀等因素而附加的裕量(mm)。 t B = + C因t B C = 2.25 (参照表4-14) 3 C取5 mmt B = 2.25 + 5 = 7.25 mm显然 tB tB故:阀体最小壁厚满足要求。二、密封面上总作用力及计算比压。(表5-167) 1 q = P(DJH2-0.6DMN2-0.4DMW2)/8Rh cos1、 浮动套阀座的预紧比压。qMO = FMTm / (DMW2-DMN2) FMT螺旋弹簧预紧力,(表5-89 FMT =F1Gd4/8nD23 ) 2 G = 78000 MPa ( 查GB/T1973.2-1989 );F1弹簧预加变形量,F1=4 mm(设计给定);m弹簧数量,m = 24 (设计给定)。tB=17.5mmDn = 315 mmtB= 7.25 mm设计说明与计算过程 p. Dn 2.3L-p 1.6315 2.3x98-1.6 4 1结果qMO= 1.46 MPa DJH =250 mmDMN =212 mmDMW =218 mm R = 155 mmh = 30 mm= 45q = 1.01 MPaqM = 3.47 MPaqMF =1.57 MPaq = 20 MPaqMF qM qFMT=4780001.84 / (84.583) = 177.69 NqMO = 177.6928/(2182-2122)/4 = 4975.32 / 2026.33 = 1.46 MPaqM球阀最小预紧比压,qM = 1 MPa(查表5-150) 1 qMOqM , 能确保球阀的低压密封。式中:q密封面计算比压;DJH阀座进口活塞外径,DJH =250 mm;DMN阀座密封面内径,DCH =212 mm;DMW阀座密封面外径,DMN =218 mm;R球体半径,R = 155 mm(设计给定);h轴承高度,h = 30 mm(设计给定)球体与密封圈接触点与通道轴法向夹角,= 45(设计给定);P设计压力,在这里取公称压力,PN=1.6 MPaq =1.6(2502- 0.62122 - 0.42182) / 815530cos45= 1.01 MPa阀座总比压: qM = 1.01+2.46 = 3.47 MPa密封的必须比压: qMF = (1.8+0.9PN) /(bM /10)1/2= 1.57 MPa (表3-13 ) 1 又因 q = 20 MPa(查表4-66) 3 所以,qMF qM q 故:密封面比压合格。三、阀杆头部强度验算:阀杆端头扭转剪切应力按下式校核:N = N (见设P457) 3 式中:MF阀杆端头所受的扭转剪切应力校核(MPa);设计说明与计算过程MFs2结果设计说明与计算过程s =19392.43MQG1=65915.4 ( Nmm )MQG2=275417.9( Nm m )MQG=341333.3 ( Nm m )bT = 8 mmhT = 16 mm= 2sB-B断面的抗扭断面系数(mm3),s = WK =d3/16 - (表15-22) 3 = -= 19392.43MF = MQG+MFT+MZC (查表5-151) 1 (1) MQG固定球球阀的球体与阀座密封面间的摩擦力矩:MQG = MQG1+MQG2 MQG1 = (DMW2-DMN2)(1+COS)qMOfMRqMO球体最小预紧比压, qMO=2.46 MPafm球体与密封圈间摩擦因数,fm=0.05(查表5-15) 1 MQG1 = (2182-2122)(1+COS45)2.460.05155= 65915.4 (Nmm) MQG2=PfMR(DJH2-0.5DMN2-0.5DMW2)/8 COS=1.62.460.05155(2502-0.52122-0.52182) / 8COS45= 275417.9(Nmm)所以, MQG = MQG1 + MQG2= 65915.4+ 275417.9= 341333.3 (Nmm)(2)MFT = QT (查表5-149) 1 式中:MFT填料与阀杆间摩擦力矩;QT阀杆与填料摩擦力矩,QT = dFbTP;bT填料宽度,bT = 8 mm (设计给定);hT填料深度,hT = 16 mm(设计给定);系数,根据 = = 2 给出估计值= 2;bt(d-t)2dbt(d-t)2d125(48-5)2483.144831644dF2hTbT1683结果DF = 45 mmQT= 1152 NMFT=25920(Nmm)fZ = 0.05dQj = 50*/ mmMZC=392.5(Nmm)MF=367645.8 (Nmm)N= 18.96 Mpab = 650 MpaL=260Mpa设计说明与计算过程DF阀杆直径,DF = 45 mm (设计给定)。所以,QT = 24581.6= 1152 N故:MFT = 1152 = 25920(Nmm)(3)轴承产生的摩擦力矩:MZC = DJH2PfZdQj其中:fZ轴承摩擦因数,f Z = 0.05;dQj轴颈,dQj = 50 mm (设计给定)。所以,MZC = 2501.60.0550= 392.5 (Nmm)故:MF = 341333.3+ 25920+392.5= 367645.8 (Nmm)故所以,N = = 18.96 Mpa因 N =145 MPa (查表3-7 ) 1 又因,材料2Cr13的最小抗拉强度,b = 650 Mpa (查表3-6 ) 1 L = 650 / 2.5 = 260 MPa所以,N =(0.50.6)260 = 130156 Mpa因 N = 18.96Mpa N = 130156 Mpa所以符合N = N 的条件。故:阀杆强度合格。45288367645.819392.43MFs4结果n =12dB =M18 F= 124626.6 (N)b = 3.75 mmM = 0.53FP = 6290.676 (N)WP =139993(N)Y = 5.0Wa =18545.625 (N)四、中法兰螺栓强度校核。1、设计时给定:螺栓数量,n =12螺栓名义直径,dB =M182、螺栓载荷计算:(1)操作状态下螺栓载荷(N):WP = F + FP (见设P368) 3 式中:WP在操作状态下螺栓所受载荷(N),F流体静压总轴向力(N),F = 0.785DG2P其中:DG为垫片压紧力作用中心圆直径(mm),DG = 315 mm (设计给定)F = 0.78531521.6= 124626.6 (N)FP操作状态下需要的最小垫片压紧力(N),FP = 2bDGMP其中:b = bo (垫片基本密封宽度),b = bo = 3.75 mm(查表4-18) 3 M垫片系数,M = 0.53(查表4-17) 3 FP = 23.143.753150.531.6= 6290.676 (N)WP = 133482.66+6510.35= 139993. (N)(2)预紧状态下螺栓所受载荷Wa(N)。Wa =bDGY式中:Y垫片比压(MPa),Y = 5.0(查表3-14) 1 Wa = 3.143.753155= 18545.625(N
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