目录

　绪论 1.1 球阀发展历史 球阀是上世纪 50 年代问世的一种新型阀门。在短短的 30 多年里，球阀已发展成为一种主要的阀类，它在航空航天、石油化工、长输管线、轻工食品、建筑等许多方面都得到了广泛的应用。早在 19 世纪 80 年代美国就开始设计球阀，但是当时缺乏适当的密封材料，限制了求法的发展，使它未能成为一种正式工业产品。直到上世纪 50 年代，聚四氟乙烯等弹性密封材料的出现才使球阀的产生和发展出现了转机；同时由于机床工业的发展，使球体加工技术提高，能够实现球体所要求的尺寸精度与表面粗糙度。

　1.2 国内外研究现状 球阀是上世纪 50 年代问世的一种新型阀门。在短短的 30 多年里，球阀已发展成为一种主要的阀类，它在航空航天、石油化工、长输管线、轻工食品、建筑等许多方面都得到了广泛的应用。目前球阀最大公称通径已达 3050mm，这是美国 EscherWyss 公司为田纳西州的一个泵站所提供的四台球阀，用作透平机出口的切断阀，设计压力为 4.8Mpa。球阀的最高工作压力已达 72Mpa，其相应温度高达 1000℃。

　球阀不仅在一般工业管道上得到了广泛应用，而且在核工业、宇航工业的液氧与液轻输送管线上普遍采用。

　全塑料球阀近年来发展较快。其特点是：耐腐蚀、重量轻、成本低。西德一家阀门公司已制造通径为 6“的塑料球阀；美国 Hill Maccanng 公司制成一种含氟材料球阀，商业名称为 Kynar，据称有高强度、优良的耐温与耐腐蚀性能，使用温度为<250℃。

　同时随着时代的发展，进入 21 世纪以后，生产和制造技术有了显着优化提高，同时，技术人员大都通过计算机技术对产品进行研发设计和控制优化，在很大程度上提高了设计速度和更新周期。

　目前我国关于球阀的生产企业大多规模小、科研能力弱，大多通过参考外国产品进行设计生产，其主要原因是技术投入资金不足，科研人员数量不足，所以在国内很多的大型工程招标中大多被外国阀门企业所垄断。

　1.3 本文研究的主要内容、方法和目标 球阀作为新型的阀门品种之一，关于球阀的设计方案十分稀少，本文的主要研究内容包括对球阀结构设计。球阀的设计要求保证合适的强度与刚度，从而保证球阀的寿命和稳定性。本课题主要以 DN 为 50mm，P 为 1.6Mpa 的球阀，进行结构设计，强度校核，以及关键零部件的分析，同时进行三维建模。课题的研究内容和方法主要包括：

　（1）设计球阀结构并进行强度校核 通过设计手册对球阀的结构进行设计，主要包括阀体、阀杆、阀芯以的选用与设计，并对其受力分析，然后再确定材料后进行强度校核。

　（2）部分零件的工艺分析与工艺规程的设计

　在对填料板和右阀体的零件图零件图分析后，进行那比较详细的工艺规程的设计，主要包括对机床、刀具、夹具、量具的选择，以及对工艺路线的设计与确定和工艺卡片的制定。

　第 1 章 球阀的结构设计及校核 1.1 球阀的构成、作用原理、特点和结构分类 1.1.1 球阀的构成 图 1-1

　手动浮动球球阀结构 1—扳手

　2—阀杆

　3—球体

　4—阀体

　5—密封圈 球阀主要由阀体、球体、阀杆、阀芯、密封圈和省力机构等几部分主要零件构成。下面对上述几个重要零件的设计进行设计计算。图 1-1 为球阀结构图。

　1.1.2 球阀的作用原理 球阀的主要功能是切断或接通管道中的流体管道，即球阀通常为闭路阀。因此，球阀的作用原理很简单：借助驱动装置的在阀杆端施加一定的转矩并传

　递给球体，使它旋转 90°，球体的通孔则与阀体通道中心线重合或者垂直，球阀便完成了全开或全关的动作。

　1.1.3 球阀的特点 球阀的主要特点如下：流体阻力小、开关迅速、方便、密封性好、寿命长、可靠性高，而且阀体内通道平整光滑适于输送粘性流体，浆液，以及固体颗粒。

　1.1.4 球阀的结构类型 按球体的支撑方式，球阀可分为浮动球球阀和固定球球阀两大类。其浮动球阀的特点十分突出，主要有结构简单、制造方便、工作可靠。而固定球阀的转矩小，密封圈形变小，密封性能稳定，使用寿命长，适用于高压、大通径场合。在这里我们设计的是浮动式球阀。

　1.2 球体的直径确定 球体的直径大小影响球阀结构的紧凑性，应此应尽量缩小球体直径。球体半径一般按 R=   9 . 0 ~ 75 . 0 d 计算。同时为保证球体表面能完全覆盖密封圈密封面，选定球径后须按下式进行校核：球体如图 1-2 图 1-2 球体图

　 ) (222 minmm d D D  

　 （1-1）

　必须满足 D＞minD ， 式中minD 为最小球体直径（mm）； 2D —密封圈外径（mm）； d—球体通道孔直径（mm）； D—球体实际直径（mm）。

　 而2D =70mm,d=50mm 所以由上面可知可取球体直径minD =86mm 而要minD <D所以 D=88mm。

　1.3 球体与密封圈之间密封比压的确定 1.3.1 必需比压的计算 必需比压是为保证密封，密封面单位面积上所必需的最小压力，以 qb 表示。

　由于流体压力或附加外力的作用，在球体与密封圈之间产生压紧力，于是 必需比压式球阀设计中最基本的参数之一，它直接影响球阀的性能及结构尺寸。下面是由实验结果得出的计算公式：

　) (bcP am q b MPa

　 （1-2）

　式中 m—与流体性质有关的系数；

　a，c—与密封面材料有关的系数； P—流体工作压力； b—密封面在垂直于流体流动方向上的投影宽度； t—密封面宽度； 其中查表 1-1 可得 m=1，a=1.8，c=0.9，P=1.6Mpa。b 将在下面中计算得出。

　表 1-1 密封材料 a c 钢硬质合金 3.5 1 铝、铝合金、聚四氟乙烯、尼龙、硬聚氟乙烯 1.8 0.9 青铜、黄铜、铸铁 3.0 1 中硬橡胶 0.4 0.6 软橡胶 0.3 0.4 1.3.2 需用比压选择 密封面单位面积上允许的最大压力称为需用比压，以   q 表示。本此设计球阀通过查询《球阀设计与选用》密封面材料许用比压表可知，选取聚四氟乙烯   q =30Mpa。

　1.3.3 设计比压的计算 设计时确定的在密封面单位面积上的压力，称为设计比压，以 q 表示。选择比压比应是密封可靠、寿命长和结构紧凑。必须保证：

　bq ＜q＜   q

　 （1-3）

　 设计比压按图 1-3 中的力的平衡关系进行计算：

　SNq 

　（1-4）

　式中 N——球体对密封圈密封面的法向力(N)；

　  cosQN 

　 （1-5）

　S—密封圈与球体杰出的球星环带面积，S=2πr（2 1L L  ）

　Q—作用于密封圈密封面上的沿流体方向的合力；  —密封面法向与流道中心线的夹角。

　RL LRK22 1 cos  ；

　图 1-3

　 比压计算图 2 1 ,LL —球体中心线执法作两段面的距离（mm）， 442121D RL ;442222D RL ； 1D —密封圈内径； 2D —发作外径； mD —密封圈平均直径（mm），22 1D DD m ； R—球体半径（mm）。

　整理可得: ）

　π（2122-4D DQq 

　 （1-6）

　由于球阀的密封力还未计算故需计算完，故在下节给出设计比压的计算结果。

　1.4 球阀密封力的计算 为简化计算，往往忽略预紧力1Q ,密封圈滑动摩擦力及流体静压力2Q 在密封面余隙中的作用力JQ ,这样密封力仅等于流体静压力在密封圈密封面上的作用力MJQ (N)，即

　P ) D D16P D422 12m    （π πMJQ Q =4522.75N

　 （1-7）

　将上式代入式 1-5 可得 PD DD D) ( 4) (q1 21 2 ＜   q

　 （1-8）

　可得 q=2.40

　在球阀初步设计时，为了便于确定 b，DN 及 P 的关系，设 DN D 1，q=   q 代入上式可得  PP qDNb4（mm）

　（1-9）

　由需用比压   q =30Mpa，DN=50mm，P=1.6Mpa 代入得：

　b=0.61mm，代入式 2-2 可得 26 . 2 bq 显然满足 bq ＜q＜   q

　球阀密封力的精确计算还要计算预紧力1Q ,故可知； Q=1Q +MJQ

　（1-10）

　预紧力计算公式如下：

　) ( q42122 min 1D D Q   π （N）

　 （1-11）

　式中

　minq —

　预紧所需的最小比压， P q 1 . 0min (Mpa)；

　 1D 、2D —密封圈内径和外径（mm）。

　可得1Q =2.5KN，故 Q=112.75KN。

　1.5 球阀的转矩计算 由于本球阀为浮动球阀故其转矩0M 计算公式如下：

　u t mM M M M   

　(1-12) 式中 mM —球体与密封圈密封面间的摩擦转矩； mM —阀杆与填料之间摩擦转矩；

　uM —阀杆台肩与止推垫间的摩擦转矩。

　M m 和uM 的计算见 2.7.2。

　Fr M m 

　 (1-13) 式中 F—球体与密封圈之间的密封力，TN F   , cosQN  （N）； r—摩擦半径，2) cos 1 (  Rr ，球体摩擦半径计算图如图 1-4 所示； R—球体半径（mm）；  —密封面对中心的斜角； T —球体与密封圈之间的摩擦系数，查表得 05 . 0 T 。

　图 1-4 球体摩擦半径计算 则T mQRM cos 2) cos 1 (  =6310 29 . 1 05 . 0713 . 0 2) 713 . 0 1 ( 190 10 75 . 112x xxx x（N.mm）

　1.6 阀体设计 1.6.1 阀体结构形式、连接形式、结构长度的

　1.首先确定阀体的结构形式、连接形式和结构长度，根据适用场合不同和通径大小，常见阀体结构有以下几种：

　（1）整体式阀体：DN<50mm （2）二分体式：阀体有左右两部分组成，通过螺栓将这两部分连接成一体。

　（3）三分体式：阀体有三部分组成，这三部分是在密封圈处沿着与通道向垂直的界面而分隔开的，螺栓将这三部分连接成一体。

　通过课本给的设计条件，阀体的结构形式应当选二分体式。

　2.阀体与管道的连接形式主要有螺纹连接；法兰连接；焊接连接等三种。

　由结构形式的确定中可知，阀体连接选择法兰连接。

　 3.根据所给的公称压力和公称通径来确定其结构长度。结构长度是指阀体通道终端垂直于阀门轴线的两个平行平面之间的距离。由此根据已给条件可知结构长度为 203mm，公差为±2mm。

　1.6.2 阀体壁厚的确定 球阀阀体常用整体铸、锻或者棒材加工而成。由于所给条件的工作压力属于中低压，所以采用薄壁计算公式进行计算。计算公式如下：

　C b S Sb   " （mm）

　 (1-14)

　   P Lpcb S2 . 1 232 . 1"(mm)

　 (1-15) 式中

　D—球阀内墙的最大直径（mm）

　Sb—考虑附加余量的壁厚（mm）

　b S" —按强度计算的壁厚（mm）

　P—设计压力（Mpa）

　  L  —材料许用拉应力（Mpa）

　C—附加余量（mm）

　将 D=95mm，P=1.6Mpa，   L  =28Mpa 故可得 b S" =6mm，由 b S" =6mm，可知C=1mm。故阀体壁厚为 7mm。

　1.6.3 阀体法兰设计 1.法兰螺栓设计按以下两种情况进行：

　（1）操作情况

　由于流体静压力所产生的轴向力促使法兰分开，而法兰螺栓必须克服此种端面载荷，并且在垫片或接触面上必须维持足够的密紧力，以保证密封。此外，螺栓还承受球体与密封圈之间的密封力作同。在操作情况下，螺栓承受的载荷为pW ：

　Q F F Wp p  

　（1-16）

　式中

　PW —在操作情况下所需的最小螺栓转矩（N）；

　F—总的流体静压力（N）, P D FG2785 . 0  ；

　 PF —连接接触面上总的压紧载荷（N）， MP bG FG Pπ 2  ; GD —载荷作用位置出垫片的直径（mm）；由阀体内部尺寸可知 GD 450mm；

　m—垫片有效密封宽度，差表可知 m=0.； P—设计压力（Mpa）； Q—球体与密封圈之间的密封力（N），见 2.4， KN Q 75 . 112  。

　则将各项数据代入可得 675 . 430 75 . 112 0 2 450 785 . 02    X X W P KN.

　(2)预紧螺栓情况

　在安装是须将螺栓拧紧而产生初始载荷，使法兰面压紧垫片，此外，螺栓还承受球体与密封圈之间的预紧力。在预紧螺栓时螺栓承受的载荷为aW ：

　1 GQ Y bD  πaW

　 （1-17）

　式中aW —在预紧螺栓时所需的最小螺栓转矩（N）； Y— 垫片或法兰接触面上的单位压紧载荷（Mpa），查表得 Y = 0； 1Q —球体与密封圈之间的预紧力；由 1-4 可知 1Q 112.75KN。

　则 aW 112.75KN。

　2.法兰螺栓拉应力的计算

　  L LAW   

　（1-18）

　式中

　L —法兰螺栓拉应力（Mpa）； W—pW 和AW 两者中的大者（N）； A—螺栓承受应力下实际最小总截面积；  L —螺栓材料在常温下的许用拉应力（Mpa）；查表得  L =108Mpa。

　则 A=12X3.14X212 =5425.922mm

　L92 . 5425430675=79.3＜  L =108Mpa。

　1.6.4 阀体法兰校核

　1.法兰力矩计算 在计算法兰应力时，作用在法兰上的力矩是载荷和他力臂的乘积，力臂决定与螺栓孔中心圆和产生力矩的载荷的相对位置。见下图所示：

　图 1-5 整体法兰 作用于法兰的总力矩0M 为：

　G G T T D DS F S F S F M   0

　（1-19）

　式中

　DF —作用在法兰内直径面积上的流体静压轴向力（N）

　P D Fi D2785 . 0  ;

　 TF —总的流体静压轴向力与作用在法兰内直径面积上的流体静压轴向力之差（N）， ) ( 785 . 02 2i G D TD D P F F F     ；

　 GF —用于窄面法兰的垫片载荷：

　F W F G   ; DS —从螺栓孔中心圆至力DF 作用位置处的径向距离（mm），15 . 0    S S D ; S—从螺栓孔中心圆至法兰颈部与法兰背面交点的径向距离，12 i bD DS ;

　 （1-20）

　1 —法兰颈部大端有效厚度（mm）； TS—从螺栓孔中心至力TF作用位置处的径向距离（mm）,

　 21 GTS SS ; GS —从螺栓孔中心至力GF 作用位置处的径向距离（mm），

　2G bGD DS ; iD —法兰的内直径（mm）。

　由所设计的球阀阀体可知，iD =430mm， mm D G 450  ， mm D b 520  ， mm 201 ， mmf36   ， mm S G 35  ，mm S T 40 ，

　N x x F D 290300 2 430 785 . 02 ,N x F T 26700 ) 430 450 ( 2 785 . 02 2   N F F FD T317900   ， N F G 113700  。

　则法兰的总力矩0M 为：

　5010 5244 . 1 15244000 35 113700 40 27600 35 290300 x x x x M     （ N.mm ）。

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