1、浙江水利水電學院畢業論文（設計）畢業設計題 目： 電梯的高效運行PLC控制的設計 系 （部）： 機械電子工程 專業班級： 機電14-2 姓 名： 周華鵬 學 號： 201431043 指導教師： 方貴盛 2014年6月2日摘 要 本次畢業設計進行的是高壓時微轉矩球閥的設計。球閥在管路中主要用來做切斷、分配和改變介質的流動方向。本設計只需以旋轉90度閥桿操作和極微轉矩就能實現球閥啟閉。本設計的創新點在于通過微妙的機械結構設計革命性地實現了高壓球閥的微轉矩啟閉，達成了高壓球閥密封性和操作性的良好結合。本項目設計通過解決球閥密封性和啟閉轉矩之間的矛盾沖突，對高壓球閥在各種惡劣的無源環境下的使用提出了

2、全新的概念和現實的解決方案。在這些環境之下，甚至在曾經球閥不能觸及的應用領域，本高壓時微轉矩球閥都將體現它無比的優越性能。 關鍵詞：球閥；高壓；密封；微轉矩ABSTRACTThis graduation project is The Design of A Micro-Torque Ball Valve at High-Pressure. Pipeline ball valves are mainly used to cut off the flow, distribute and change the flow direction of medium. This design require

3、s only a 90-degree rotation of the operating stem and tiny torque to open or close. The innovation of this design is to open and close high-pressure ball valves with a tiny torque through ingenious mechanical structures revolutionarily. This design gives a great conflict resolution between the tight

4、ness and torque of ball valves; it also gives new and realistic solutions of using high-pressure ball valves in bad or non-energy environment. The Micro-Torque Ball Valve at High-Pressure will reflect its unmatched and superior performance in these environments, even in the areas which current ball

5、valves have never reached. Key Words：Ball Valve；High-Pressure；Hermetic；Micro-Torque； 目 錄摘要與關鍵詞. ABSTRACT. 1. 引言11.1課題背景及意義11.2課題的現狀21.2.1國外研究和發展情況21.2.2國內研究和發展情況31.3課題主要研究內容32. 高壓時微轉矩球閥的總體設計52.1總體方案52.1.1主要技術要求52.1.2基本方案介紹52.1.3成本與性能分析62.2基本結構的確定72.2.1選型72.2.2機械結構設計82.2.3球閥基本參數的確定93. 球閥力的計算113.1必需比壓

6、的計算及球徑的確定113.1.1必需比壓計算113.1.2球體直徑的確定113.2密封力的計算123.2.1密封力基本參數確定123.2.2密封力的詳細計算144. 球閥主要零件的設計194.1球體設計與計算194.1.1 球體的結構設計194.1.2 球體的力學計算194.2球閥閥體和連接體的設計計算214.2.1 閥體壁厚的設計計算214.2.2 法蘭連接的設計計算234.2.3 其他關鍵設計計算264.3球閥的耐火、防異常升壓結構設計、防靜電結構設計264.3.1 球閥的耐火結構264.3.2 球閥的防異常升壓結構設計274.3.3 球閥的防靜電結構274.4球閥閥桿設計計算284.4.

7、1 閥桿的轉矩計算284.4.2 閥桿的強度計算304.4.3 閥桿連接鍵的強度計算325. 高壓時微轉矩球閥特殊裝置的設計及說明346. 結論357. 經濟分析報告368. 致謝389. 參考資料3910. 附錄40371. 引言1.1課題背景及意義閥門，是國民經濟建設中使用極其廣泛的一種機械產品。隨著我國改革開放、建立社會主義市場經濟和開展對外貿易的需要，在石油、天然氣、煤炭、冶金和礦石的開采、提煉加工和管道輸送系統中；在石油化工、化工產品，醫藥和食品生產系統中，在冶金生產系統中；在船舶、車輛、飛機、航天以及各種運動機械的使用流體系統中；在國防生產以及新科技領域；在農業排灌系統中都需要大量

8、的閥門新品種。可以說，只要有管道的地方就需要閥門，它是國民經濟各部門不可缺少的流體控制沒備。而球閥因其與管道相當的流體阻力系數，結構簡單、體積小、重量輕，緊密可靠等等諸多優勢，已成為閥門目前市場上用戶使用最多、應用最為普遍的閥門。尤其在油氣運輸管線上，其運用幾乎是覆蓋性的。球閥是由旋塞閥演變而來。它具有與之相同的旋轉90度動作，不同的是旋塞體是球體，有圓形通孔或通道通過其軸線。當球旋轉90度時，在進、出口處應全部呈現球面，從而截斷流體流動。現有球閥結構雖然簡單，但是其缺點亦相當明顯。球閥的彈性密封墊國內外基本上都用聚氟乙烯材料壓制、燒結而成，該材料雖然摩擦系數小，但加于球閥承受一定的工作壓力，

9、且要達到密封作用，在設計和裝配時需要確保密封墊厚度的一定過盈量，使密封墊和球體在閥體內腔形成預緊力。此預緊力大小與球閥的密封狀況呈正相關，同時，預緊力越大，球體轉動所需的轉矩也越大。大型中高壓球閥為了在高壓大轉矩存在情況下順利啟閉，還需額外配備昂貴的動力驅動裝置。現行使用廣泛的啟閉驅動裝置分電動、電/液動、電磁動、液動、氣動、氣/液動等等。無一例外，上述裝置在順利完成高壓管道球閥啟閉的同時也給球閥的生產制造增添了一大筆不小的開支。據不完全統計，普通的高壓球閥啟閉驅動裝置占球閥成本的30%以上，采用特種驅動裝置，這個比重還要高。而每年消耗在高壓球閥驅動裝置上的成本又給企業運營制造了巨大的經濟負擔

10、。原材料的消耗和因此所產生的能源、環境等等問題又與當今全球社會與經濟發展大環境相悖。本項目設計在深入分析國內外市場環境，全方位考察現有產品特點，充分考慮客戶需求的情況下產生。本項目設計通過球閥結構創新設計，對功能和性能沖突實現了革命性的改造，打破了球閥密封性能和啟閉性能的對立，有效地提升了球閥的設計水平。1.2課題的現狀一般情況下，球閥是作為整機的某個部件而存在的，其材質、結構、加工工藝性、產品質量、可靠性，直接影響著整機的效率、能耗、污染、壽命和安全等各項關鍵指標。因而，球閥技術的現狀及其發展態勢，將引起新一輪的技術創新。1.2.1國外研究和發展情況球閥的使用已經數世紀，國內外的研究發展由于

11、市場競爭激烈大部分以降低成本為目標。品質則以加工精密，增強材料，選對材料為導向，這些措施對現有產品性能改進甚微。國外同類產品對閥門行業的最大影響是對新材料的應用和對同類產品結構的調整及性能的延伸。國外閥門新開發產品重點放在閥門新材料的應用上，由于現有的耐腐蝕閥門材料還不能完全滿足其技術發展的需要，超低碳不銹鋼的閥門產量很少，因此國外閥業正在加速開發超低碳雙相不銹鋼閥門。超低碳雙向不銹鋼具有耐氯離子、硫化氫、二氧化碳、無機酸、有機酸等環境下的點腐蝕、晶間腐蝕、均勻腐蝕等能力。其次，國外閥業越來越重視其納米材料在閥門上的應用。納米技術是世界科技發展的前沿技術，納米塑料閥門的研究，在裝備制造業中納米

12、材料只能達到亞納米級，對制造閥門的粉體進行納米量級處理。原來的塑料顆粒比較大，經過新工藝處理，可以得到排列整齊，細微的粉體顆粒，經過燒結高溫壓鑄成形，得到閥門的整個腔體，此塑料閥門的具有很好的耐蝕性，很高的強度，可取代特殊的不銹鋼閥門應用于石油、化工領域，尤其是火電廠的脫硫設備等強腐蝕的工況環境中。再者是用羰基法制成鎳基納米粉末，用激光涂覆技術或超音速涂覆技術，將鎳基納米粉末涂覆在密封面上，使密封面硬度可達HRC6270，提高閥門的密封面的耐磨、耐沖刷、耐腐蝕性能，從而提高閥門的使用壽命。第四，是陶瓷在閥門上的應用，由于陶瓷可大大提高閥門的耐腐蝕性能，使用壽命及密封性能優于硬質合金，用陶瓷作密

13、封副，如電站上應用的儀表閥門多為陶瓷球密封，有硬度高、耐高溫、使用壽命長等優點。第五，是開發用處不同的橡膠，如氫化丁腈橡膠（HNBR）就耐硫化氫的腐蝕，可以應用在閥門密封面上。在API 6A閘閥的閥座上就能應用氫化丁腈橡膠（HNBR），使該閘閥即壽命高又耐硫化氫腐蝕。 國外同類產品的超前更新對我國閥門行業的影響主要表現在：對我國重點工程配套閥門產品的替代；占領其廣闊的市場；使我國閥門行業之間的市場競爭加劇等等。 1.2.2國內研究和發展情況我國閥門行業經過多年的發展，閥門生產廠家迅速增加，閥門生產水平有了較大提高，閥門產量有了大幅度增加。閥門的主要產品基本上能滿足國內市場的需要，閥門市場的成套

14、率、成套水平和成套能力都有較大提高。目前，我國已能生產3000多個型號、40000多個規格的閥門產品，品種包括閘閥、截止閥、節流閥、旋塞閥、球閥、蝶閥、隔膜閥、止回閥、安全閥、減壓閥、疏水閥和其它閥門類等，共計十二大類。隨著新的工藝流程和控制要求的出現，隨著現代閥門技術參數和技術性能的高水平發展需要，隨著生產過程日益自動化發展的需要，對閥門新產品的發展需要也不斷提出。同時，根據“十一五”綱要，我國國民經濟發展的需求要求國家重點支持閥門行業為火電、核電、水電、大型石油化工、石油天然氣集輸管線、煤液化及冶金等重大工程建設配套閥門新產品的開發。1.3課題主要研究內容針對目前市場上的同類閥門打開時需用

15、蝸輪箱、電動頭等驅動裝置操作，既費錢費時費力，又易受損的現象，通過對現有球閥設計的技術改進，尋求一種新型的既省力省錢，又有良好密封性能，操作簡單，維護方便的閥門。主要將針對以下內容進行：（1）球閥的密封性研究：本項目致力于控制加工精密度投入成本和運行成本，并在此基礎上研究完善球閥密封效果的新技術。（2）球閥所受摩擦與球閥所受轉距之間關系的研究。（3）球閥結構的研究和設計：使密封狀態下閥座產生很大推力達到較高密封性能同時又在啟閉操作時使轉矩降低，實現無需啟閉驅動裝置的微轉矩啟閉。（4）導流孔設計：管道內高壓流體導流結構設計及其技術實現與驗證。2. 高壓時微轉矩球閥的總體設計 2.1總體方案2.1

16、.1主要技術要求承受溫度：-25180工作壓力：15002500 Lb啟閉轉矩：低于300N*M適用管徑：NPS 2 NPS 48適用介質：石油、天然氣等2.1.2基本方案介紹管線球閥的設計理念最根本的是安全和可靠性。長輸管線的自然條件要求管線球閥的設計和制造必須保證其安全性和可靠性。而且這一理念應貫徹在產品設計、零件加工、工藝規范、型式試驗、質量控制和售后服務的全過程。本設計主要完成球閥產品設計環節。球閥主要的功能是將管線的流體切斷或者開通。其切斷的方式是由閥座跟一球體緊密貼合，貼合處的上游高壓流體則無法泄漏到下游而將流體切斷。閥座和球貼合如果不緊密則仍可能泄漏。因此如何使貼合緊密成為球閥質

17、量的一個指標，球的真圓度、閥座的真圓度是基本要求。以上兩個要求也是球閥行業現今在提升球閥密封性上致力于達到的標準。由于加工精度指標及測量設備要求高，而大量的投資都消耗在達到這一指標的投入上，因此現有對球閥密封性的更高追求均以巨大的資金投入為基礎，大大阻礙了球閥行業的發展。而以此為絕對導向的球閥設計與球閥生產制造如果以降低成本為目標，則勢必削減以上指標上的投入，大大影響產品密封性能。球閥的開關是靠球體的轉動使閥座孔與球孔對齊則開通球閥，當閥座與球體緊密貼合時球體被閥座壓住，球體必須靠一定的轉矩才能轉動，閥座推力愈大轉動球體所需轉矩愈大，因此閥座和球體接觸面容易受高度摩擦而受損，同時轉矩愈大轉動球

18、體的執行器愈大而成本愈高。以上描述的結論是：密封性與閥座推力成正比，球閥受損度與此推力造成的磨擦力成正比。理想的球閥是高度密封性，低轉矩，低成本。這些要求在傳統的球閥特性中均相互矛盾。本項目在技術上另辟蹊徑，利用流體力學原理引導高壓液流方向，使閥座在球體將轉動前的瞬間被推離球體，使閥座與球體脫離接觸狀態，從而將閥座和球體間的磨擦力解除，同時使啟閉轉矩降至最低。2.1.3成本與性能分析圖（1-1） 圖（1-2） 圖（1-3）圖1 閥門驅動設備如圖1所示，傳統的球閥（如圖1-1）在低壓下只需簡單的驅動設備，如扳手，成本較低；但是一旦進入高壓使用環境，啟閉轉矩增大，就不得不附加價格高昂的驅動設備以實

19、現成功啟閉，在小通徑閥門情況下（如圖1-2），驅動裝置相對成本較高，同時，伴隨著球閥通徑的不斷增大（如圖1-3），驅動裝置的絕對成本也隨之上升，導致球閥整體成本大幅增加。驅動裝置和驅動方式的降級也給球閥的安裝和使用帶來了新的可能。帶有齒輪箱或氣動驅動器的球閥一般只能選擇直立安裝，即安裝在水平管道上，且驅動裝置處于管道上方，這就給特殊的閥門使用現場帶來相當大的選擇和使用限制，而用手柄驅動的閥可安裝在管道上的任意位置。本設計可以在明顯降低球閥啟閉轉矩的情況下實現用手柄實現原來蝸輪箱、電動頭和氣動、液壓驅動裝置才能完成的高壓球閥啟閉動作。就球閥使用性能方面，傳統高壓球閥由于閥座與球面在任何時候都緊密

20、貼合以達到良好的密封效果，故在球閥啟閉過程中球體表面和閥座接觸應力極大，球面和密封圈磨損情況嚴重，故障率高。本設計在球閥密封性能的達成與提升上不同于球閥行業的傳統技術方向方法，通過技術創新，使球閥在靜止密封時能充分受壓密閉，在球閥啟閉時解除閥座與球體接觸應力避免球體和密封圈等受損而影響密封效果。故而本設計的實現將從根本上突破球閥的性能瓶頸，并大大降低球閥故障率，延長使用壽命，同時省去了巨大的維修成本，連帶的將還有投產后優越的產品性能帶來的客戶群體的不斷壯大和日益高端化，在給用戶帶去優質產品的同時也將給企業帶來良好的口碑和豐厚的利潤。本設計在技術上另辟蹊徑，在球閥密封性的更好實現的同時降低了性能

21、投入成本，降低了閥門故障率，延長了球閥的使用壽命，攻破了球閥行業技術難題，沖破了產業發展瓶頸。2.2基本結構的確定2.2.1選型本設計主要運用于石油、天然氣管路，石油、天然氣管路具有壓力高、連續性工作、流通要求口徑較大的特點，根據這些應用特點，本設計進行了針對性的結構選型。球閥按其結構形式一般分為浮動球球閥和固定球球閥兩種。固定球球閥的球體是固定的，受壓后不產生移動。其一般都帶有浮動閥座，受介質壓力后，閥座產生移動，使密封圈緊壓在球體上，以保證密封。通常在與球體的上、下軸上裝有軸承，操作扭距小，適用于高壓和大口徑的閥門。故選用固定球球閥。為便于裝配，閥體設計采用三段式結構。三段式固定球球閥的典

22、型結構如圖2所示。 圖2 三段式固定球球閥的典型結構2.2.2機械結構設計現有用于管道上的球閥，為了使球閥開啟省力，通常設有而各種啟閉驅動裝置，而設有驅動裝置的球閥，其生產成本較高，故障率高。此外，這種有驅動裝置的球閥，閥座與球體之間易發生物理磨損，所以對球體的要求很高，而其使用壽命相對又很短。本項目設計省去了占閥門成本將近30%的啟閉驅動設備的投入，實現無需啟閉驅動裝置的開啟，大大降低了球閥設備的生產與采購成本。本項目采用如圖（3）的獨特的機械結構，利用液壓原理引導高壓液流方向，使閥座在球體將轉動前的瞬間被推離球體，使閥座與球體脫離接觸狀態，從而將閥座和球體間的磨擦力解除，同時使啟閉轉矩降至

23、最低。本高壓時微轉矩球閥包括閥體、連接體、球體、閥杠和閥座。閥座上設有儲油室，儲油室與控油裝置相連。控油裝置包括頂桿套，設于頂桿套內的頂桿，設于閥體內的單向閥，進油道和出油道，設于閥座內的閥座油道；頂桿套的前部位于連接體內，頂桿套的尾部位于閥體內，單向閥頂于桿頂的頂端；出油道一端連儲油室，另一端通過單向閥與進油道相連，進油道與閥座油道相連。閥桿的邊側開有錐形凹窩，頂桿套的尾端頂在該錐形凹窩內。儲油室由閥座、油室蓋和連接體圍合而成。其工作原理是：閥桿的下端插于球體的凹口內，當開始轉動閥桿時，球體不動，頂桿套從錐形凹窩內逐步外移，隨著頂桿套的外移，位于頂桿套內的頂桿也隨之頂于閥桿而外移，從而推動單

24、向閥打開，來自管道的高壓油通過閥座油道進入閥體的進油道，流向單向閥后，進入閥體出油道，最后進入儲油室，從而推動閥座反向移動，使閥座脫離球體，與此同時閥桿也隨之帶動球體轉動，這樣就實現了以微扭距打開球閥目的。由于轉動球體的轉矩不再受閥座推力的支配，閥座的推力可以設計到最大以達到最好的密封效果，而轉矩的大小只需轉動球體重量及閥桿受壓產生的磨擦力。同時，轉矩大幅減低又帶動啟閉驅動裝置的大幅減小甚至棄用，從而節省了大量成本和材料消耗。又因閥座與球體的磨擦力解除，閥座和球面受損的概率降至最低，大大延長了球閥的使用壽命，降低了球閥的維護成本。閥座與球體表面磨擦力的消除同時也可能使傳統金屬密封條件下昂貴的表

25、面涂層或取而代之以較通用的方法處理，大幅降低生產制造成本。圖3 高壓時微轉矩球閥初步結構設計1-閥桿；2-頂桿套；3-頂桿；4-閥體；5-油室蓋；6-單向閥；7-出油道；8-連接體；9-進油道；10-閥座油道；11-儲油室；12-閥座；13-球體；2.2.3球閥基本參數的確定本設計采用國際公認的設計規范或標準，ASME的 VIII 部分第 1 節、第2 節， ASME B16.34，EN 125 16-1 和 EN 13445-3進行標準化設計。 設計壓力等級取技術要求中最高壓力等級CLASS 2500進行設計（） 公稱管徑和加工尺寸根據以上設計規范和API于2008年10月1日新近生效的全球

26、標準API 6D-2008,以及ISO 14313：2007標準，石油和天然氣工業管道輸送系統管道閥門，可選取公稱管徑區間為NPS 2 NPS 36，再依據已確定設計閥門為高壓下的固定球球閥，其工程管徑通常不小于NPS 8，綜合考慮，設計確定選取參數NPS 8作為本閥門設計的公稱管徑。設計采用全通徑結構，其加工尺寸根據API 6D-2008中針對全通徑閥門的最小通徑的規范，在CLASS 2500環境下，取值不小于179mm，稍留余量，初取mm。 結構長度根據API 6D-2008設計標準表2中關于閥體結構長度的規定DN=200mm，下閥門兩端面之間的要求距離為1038mm，及DN300及其以上

27、的閥門面對面和端對端尺寸的允許公差為。據此，初步確定本設計閥門的結構長度為1038mm。 連接結構鑒于在相同耐壓等級條件下，法蘭連接生產加工難度低，密封可靠，裝配要求低，維護簡單等優勢，常用于壓力，密封等要求高的場合，本設計選擇法蘭連接結構。密封方式球閥設計的關鍵在于密封座的結構。到目前為止，無論采用多么先進精確地加工技術都還不能完全保證球體的真圓度，消除表面微觀不平度，因為要使球閥達到密封要求，就必須依靠戒指壓力推動球體向密封座移動，令密封座表面達到一定大小的彈性變形，即造成一定的密封壓強來保證。球閥密封方式有硬密封和軟密封。硬密封適用于高溫環境，其加工要求較高，且金屬的彈性變形小，同樣密封

28、要求下較軟密封方式所需達到的密封壓強大，磨損嚴重。鑒于本設計使用環境并非高溫情況，故選擇軟密封密封方式。各部分材料初選球閥殼體，包括閥體、壓蓋、閥蓋鑲圈和體蓋，殼體材料選用根據ASME B16.34 標準。初定殼體選用ASME標準中的常用閥門材料A105N。閥門的內部金屬零件諸如球體、閥桿和金屬閥座或支撐圈，選擇具有和殼體相同的化學成分，并具有與殼體材料相近似的機械性能和耐腐蝕特性的材料。初定選用ASME標準中的常用閥門材料A105N。密封圈材料根據使用要求，在石油和天然氣應用環境下，較高溫度下具有良好抗壓強度的材料，綜合比較，選取A材料(材料涉及公司內部機密，故用A代號代替，材料A性能參數見

29、附錄表格)。3. 球閥力的計算 3.1必需比壓的計算及球徑的確定3.1.1必需比壓計算必需比壓是為保證密封,密封面單位面積上所必須的最小壓力,以表示。由于流體壓力（進出口壓力差）和附加外力作用，在球體與閥座之間產生壓緊力，于是閥座密封圈便產生彈性變形補償球體真圓度公差和表面微觀不平度，使密封面上的間隙減小，以組織流體的通過，從而達到密封的目的。必需比壓是閥門設計中過的最基本參數之一，直接影響產品的性能及其結構尺寸。其取值關系眾多因素，主要取決于加工質量、尺寸、工作壓力和溫度。由設計經驗公式：根據密封要求，密封面材料選取A，在選用材料為A且密封面間有相對滑動時密封面的的許用比壓。在此情況下，為達

30、到良好的密封效果，值應在材料許用應力范圍內盡量取較大的取值，又由于密封副是閥門設計中最關鍵部分，故設計安全系數取較大值，此處取安全系數為5，則以代入上式，同時選取一個比較容易計算的數字，給定密封面在液體流動方向上的投影寬度：取3.1.2球體直徑的確定球體直徑的大小影響球閥結構的緊湊性，設計時盡量縮小球體直徑。根據經驗公式，按取值。球體半徑，球體直徑為。3.2密封力的計算3.2.1密封力基本參數確定閥門要求零級密封，以確保對下游端管線的有效截斷。考慮介質中金屬顆粒對零級密封的影響，金屬對金屬密封作為初級密封， PTFE/橡膠等對金屬作為次級密封，以及一旦密封失效時應采取緊急密封措施。密封力，即作

31、用于閥座密封面上的沿流體流動方向上的合力，其值直接影響球閥的密封性、可靠性和使用壽命。密封力是流體壓力在閥座上引起的作用力、預緊力和閥座滑動摩擦力的合力：表1 密封力相關符號定義符號定 義描 述閥座密封面上的合力預緊所必須的最小比壓密封面達到密封狀態的最小預緊力正常工作情況下（裝置未作用），閥座滑動摩擦力系統預緊情況下，閥座滑動摩擦力正常工作情況下（裝置開啟），閥座滑動摩擦力流體靜壓力在閥座密封面上的作用力余隙中的平均壓力流體靜壓力在密封面余隙中的作用力特殊裝置作用力密封面外徑密封面內徑閥座外徑特殊裝置作用內徑特殊裝置作用外徑O型圈最初彈性壓縮在單位長度的接觸面上產生的摩擦力取在流體壓力作用下

32、O型圈產生的摩擦力密封面面積O型圈所在槽寬度O型圈截面直徑O型圈擠壓壓縮后外徑（取壓縮量為12%）溝槽直徑聚四氟乙烯對鍛鋼的摩擦系數根據已知球體通孔加工尺寸為，閥座內徑亦取。為保證密封面能達到較好的密封效果，同時避開閥座特殊功能結構，由球體直徑為，取定密封面內徑，則密封面外徑為。同時初步確定閥座外徑。又由密封面所在圓錐面與球體相切，求得該圓錐面母線與閥座軸向夾角為，密封面寬度為 密封面在液體流動方向上的投影面積為:同時得出密封面面積為：由上述數據得，閥座密封面的平均直徑，；由于，故這種密封方式屬于閥前密封方式。采用這種密封形式的球閥工作可靠性在很大程度上取決于和的比值。如果和的比值不夠大，將不

33、能保證球閥的密封性。但比值過大是，將會引起閥座過載，從而使球閥的轉矩增大。預緊所必須的最小比壓根據公式：密封副彈性元件材料為A，其提供的預緊力為：3.2.2密封力的詳細計算預緊狀態下密封力的計算預緊狀態下球閥密封力分析（如圖4）： 圖4 預緊狀態下球閥密封力分析密封力是球閥預緊狀態下，彈簧預緊力和閥座滑動摩擦力的合力：為保證預緊狀態下密封效果，設計預緊力取其計算最小值的1.5倍，同時取一個比較好計算的數字，取。此預緊力由閥座支撐彈簧提供，彈簧選型和具體設計將在下文進行詳細說明，此處暫不細述。 正常工作狀況下密封力的計算特殊裝置未開啟 圖5 特殊裝置未開啟時密封力此時流體靜壓力在閥座密封面上的作

34、用力為：密封余隙中的平均壓力為：則流體靜壓力在密封面余隙中的作用力為：由于閥座在工作環境下與連接體有相對滑動，故密封選擇根據動密封選型原則進行甄選，再由公稱壓力和溫度限制選定適用密封圈材料為聚四氟乙烯，其具有較大的使用溫度范圍，極低的摩擦系數和自潤滑性，表面不粘結，化學穩定性好，但易產生蠕變，超過340時，會分解產生毒煙彈性。但本設計使用環境溫度一般低于250，故無需擔心其分解。考慮公司性質和產品銷售地等因素，為方便就地維修及時購得適用密封件，故本身設計密封圈根據ISO3601-1-2002標準選取，根據閥座外徑選定，型號為O-ring 206 ×3.55 -G-S-ISO 3601

35、-1，其壓縮量根據機械設計手冊取于10%15%區間，暫定12%。溝槽寬度的選定在機械設計手冊上的參考較本設計有所出入，本設計以O形橡膠密封圈密封性能的有限元分析為設計依據，將此處溝槽寬度定為，深度定為2.51mm，同時為保證性能，確定閥座外徑與連接體配合表面的間隙為0.075mm。驗算密封圈橫截面面積與溝槽與連接體配合截面面積幾乎相等（實際僅相差）。 圖6 密封溝槽密封圈溝槽表面粗糙度和閥座與連接體密封面粗糙度為保證密封性的幾個關鍵指標之一，根據機械設計手冊等相關材料，溝槽表面粗糙度定為，連接體配合表面粗糙度為。同時確定與密封可靠性相關的溝槽底圓角半徑和溝槽棱角圓角半徑，分別為0.5mm和0.

36、2mm。綜上，在特殊裝置未作用情況下，考慮密封摩擦由2個型號為O-ring 206 ×3.55 -G-S-ISO 3601-1的密封圈提供，近似為2倍的單個密封圈受壓下摩擦力，則此時密封圈滑動摩擦力為：得出在特殊裝置未啟用情況下，液體壓力在閥座密封面上引起的作用力為：此時，密封圈材料密封面為危險截面，經校核，密封面上的壓強為：設計在正常工作環境下特殊裝置未開啟時為安全。 正常工作狀況下密封力的計算特殊裝置開啟瞬間圖7 特殊裝置開啟時密封力本設計特殊裝置在球體即將轉動瞬間開啟。當本設計特殊裝置開啟時，高壓流體被導入到預設的儲油室內(儲油室相關內容將在下文著重介紹)，并給閥座一個指向流體

37、流入方向的作用力，以達到減小球體轉動時密封圈與球體間的作用力的設計目的。又因 由上述關系式可得出和的相對關系：選定，則。選定。綜上，取定以上保證球閥密封性的相關參數并以此為依據進行下面的設計。4. 球閥主要零件的設計4.1球體設計與計算4.1.1 球體的結構設計固定球球閥球體結構設計主要涉及球體尺寸、球體的定位結構、球體的傳動結構、球體表面粗糙度的選定，球體材料初定為A105N。其中球體直徑已于上文算得，球體內通道直徑加工尺寸與閥門通徑數值上相等，取，導流孔內壁粗糙度對流經流體壓力損耗有直接影響，其要求需盡量設高，綜合考慮取。 圖8 球體結構 在流體靜壓力很低的情況下，流體通道兩端在啟閉過程中

38、與密封面材料有剪切作用力存在，故結構設計中對其進行倒圓角設計，取圓角半徑。球體表面和該倒圓角處都有明確的表面粗糙度要求，本設計取粗糙度值為。球體的定位主要有球體通道水平高度的定位和球體轉動軸定位兩部分。通道水平高度的定位由球體上下兩個平行環面支持，平行環面與固定板配合保持球體豎直方向上的穩定，在保證球體工作壓力下結構強度的基礎上，其平行距離定為左右，同時為減小摩擦，配合平面分別安有止推墊。球體轉動軸定位部分有上下兩個同軸圓柱突臺保證，其不僅與固定板圓孔同軸配合，更由閥桿和固定軸固定保證同軸，其高度依據轉動穩定性和強度原則進行選定，分別取左右，其直徑以毛胚材料限制和減輕質量等因素考慮，取為，同時

39、為減小摩擦，圓柱配合面分別安有滑動軸承。球體通過上圓柱突臺和閥桿之間還有轉矩傳遞，故上圓柱突臺與閥桿的連接處以一方槽實現。4.1.2 球體的力學計算在高壓使用環境下，由于閥座密封圈密封面被完全從球體表面推離，故球面與密封圈之間無摩擦力存在。實際球閥在啟閉過程中球體的轉矩分別由流體和摩擦力造成，其中摩擦轉矩只與止推墊和滑動軸承的摩擦力有關：表2 球體設計相關符號定義符號定 義描 述球體的總摩擦轉矩突臺止推墊提供的摩擦轉矩突臺滑動軸承提供的摩擦轉矩突臺止推墊作用外徑突臺止推墊內徑開啟瞬間流體壓強止推墊與接觸材料（A105N）的摩擦系數上下軸承收到的總推力（開啟瞬間）滑動軸承中徑突臺止推墊上壓強突臺

40、滑動軸承與接觸材料（A105N）的摩擦系數壓力釋放瞬間系數（內部實驗數據）本設計球閥的球體摩擦轉矩在球閥開啟瞬間達到最大值，根據上表，突臺止推墊提供的摩擦轉矩為：由此處可以得出，止推墊提供的摩擦轉矩極小，可忽略。再計算突臺滑動軸承提供的摩擦轉矩為：4.2球閥閥體和連接體的設計計算球閥閥 體是一個受壓件，它不僅受到內壓力（流體壓力）作用；而且還受到管道應力和其他方面的附加作用力。因此，其受力狀態是復雜的。設計時對各方面的影響因素應予以充分考慮以免球閥在使用中遭受破壞，甚至產生嚴重的后果。因此，閥體壁厚的計算首先要保證有足夠的安全性，在此前提下才考慮其經濟性。三段式球閥連接體用于連接閥體和管道，保

41、證其強度的同時密封面要求有高度密封性。4.2.1 閥體壁厚的設計計算球閥閥體相當于一個壓力容器，但其形狀比其圓筒形容器要復雜得多，不同類型的球閥其閥體形狀也不同，即使同一個閥體，各部分的尺寸也不完全一樣，按照常規，要根據它的形狀和尺寸分別計算壁厚，但這樣的計算比較繁瑣，加工時難度大，加工成本高，故本設計按均壁厚考慮。本球閥設計使用環境為2500 LB高壓環境，故其壁厚計算采用厚壁計算公式進行壁厚設計計算。其計算公式如下：整理上式：表3 閥體壁厚計算相關符號定義符號定 義描 述考慮附加余量的壁厚按強度計算的壁厚設計系數考慮鍛造偏差、工藝性和流體的腐蝕等因素的附加余量閥體內腔的最大直徑取材料的許用

42、應力，取和兩者中較小值,常溫下材料的拉伸強度和屈服強度,分別以抗拉強度為指標安全系數和以屈服強度為指標的安全系數，材料為A105N，則其拉伸強度為,；則，；則；則取；最后，考慮本球閥設計使用與高溫高壓環境，且考慮其抗震性等因素，決定附加1.25倍的壁厚安全系數，使得最終壁厚定位。4.2.2 法蘭連接的設計計算本設計球閥為三段式結構，閥體與連接體的連接形式設計為法蘭連接。閥體和連接體法蘭尺寸均按照DIN EN 1092-1-2005標準進行標準化設計。法蘭端尺寸參照ANSI B16.5(8)標準，法蘭面加工按ANSI B16.5標準進行。 法蘭面密封設計閥體法蘭的密封屬于靜密封，密封性能直接關系

43、到閥門是否外漏。法蘭面外漏引起的后果往往比球閥內漏更嚴重，尤其本設計球閥為石油管線球閥，其外漏不但造成原材料及能源的浪費，還會嚴重污染環境，傷害農業，甚至引起火災、爆炸等危害生命安全的事故，給國民經濟造成嚴重損失。對于球閥來說，閥體連接部位密封系指左、右兩半閥體與連接體之間的密封，后者在本設計中即一般所說中的法蘭連接密封。就其密封性質，法蘭連接密封屬于靜密封，它應滿足下列要求：1.當溫度和壓力急劇變化時，密封要可靠；2.多次拆卸而不損壞密封元件；3.結構簡單緊湊，金屬消耗量少；4.對震動和沖擊載荷不敏感。根據以上要求，考慮O型圈密封結構簡單，制造方便，只要密封結構設計合理，裝配后就能產生足夠的

44、徑向擠壓變形，可不必加軸向載荷即可達到密封效果，本設計選用O型密封圈密封作為閥體連接部位密封，一可以大大減小法蘭的尺寸，減小螺栓的數量及尺寸，從而減輕閥門質量，對于本設計中公稱通徑為NPS 8且工作壓力在2500LB的高壓球閥更為有利。參考已有設計資料及實驗數據，為達到密封要求，此處O型密封圈采用O-ring 330×3.55-G-S-ISO 3601-1，密封槽深度為，槽寬，槽底圓角為R0.5，楞邊圓角為R0.25，連接體法蘭與閥體密封面處間隙為。 法蘭螺栓的計算法蘭螺栓載荷的計算按照球閥操作情況進行。由于流體靜壓力所產生的軸向力促使法蘭分開，而法蘭螺栓必須克服此種端面載荷，并且在

45、接觸面上必須維持足夠的預緊力，以保持密封。此外螺栓還承受球體-閥座密封圈之間的密封力作用。在工作情況下，螺栓承受的載荷為：表4 法蘭設計計算相關符號定義符號定 義描 述工況下螺栓承受的載荷流體靜壓在軸向上的力連接接觸面上總的壓緊載荷流體作用直徑密封墊片系數，O型圈密封時法蘭接觸面押壓緊寬度法蘭螺栓的拉應力情況為：表5 法蘭螺栓計算相關符號定義符號定 義描 述法蘭螺栓的拉應力螺栓材料在工作溫度下的許用拉應力(材料選用B7M，改良型35GrMo)螺栓連接總截面積因公司市場主要為北美市場，本設計螺栓連接根據美制統一標準選用，此處選用螺紋為2-8UN-2B，查表得其抗拉強度面積為，轉化為公制后約為，則

46、在1.5倍設計安全系數下，單個法蘭的連接螺栓個數為：螺栓間距和螺栓直徑之比作為保證密封和安裝工藝的參數之一，其值選取隨著的增大呈下降趨勢，本設計中，根據現有公式和實際應用考慮，此處螺栓間距和螺栓直徑之比取為。至此，根據公式可得螺栓孔中心圓直徑為：表6 法蘭螺栓尺寸相關符號定義符號定 義描 述螺栓孔中心圓直徑螺栓公稱直徑螺栓間距與螺栓直徑之比取 法蘭的強度計算法蘭強度計算復雜，因設計者本人設計能力有限，本設計未進行嚴密周詳的理論設計計算，參考公司已有設計資料及實驗數據進行，并使用ANSYS仿真法蘭工況下受力進行強度驗證，并對設計進行優化，設計最終結果驗證如下：圖9 連接體法蘭有限元分析由上圖可見

47、，法蘭安全系數最低處約為2.2，其設計符合強度要求。4.2.3 其他關鍵設計計算閥體帶有排泄設計。閥腔的介質可以排泄，并通過排泄孔對閥門進行在線密封檢測。4.3球閥的耐火、防異常升壓結構設計、防靜電結構設計4.3.1 球閥的耐火結構本設計中的閥座密封圈、填料以及大通徑的滑動軸承等均由工程塑料或部分工程塑料制成，由于球閥設計用于輸送石油，屬易燃易爆介質，難免遇到意外的火災。在這種情況下，高分子密封材料就會軟化，甚至燒毀，是球閥失去密封能力，即使球閥關閉，也不能有效切斷油源，造成嚴重后果。本設計采用比較典型的固定球球閥耐火結構。當球閥處于正常工作狀態下時，高分子材料密封圈與球體保持密封，此時，球體

48、與密封圈的浮動閥座保持0.51mm的間隙，一旦高分子材料被燒毀或軟化失效，則密封圈的浮動支座在流體壓力的作用下，被推向球體，使預先加工好的金屬支座密封面與球體接觸，起到臨時密封作用，待災情解除在予修復或更換。 圖10 耐火結構設計 4.3.2 球閥的防異常升壓結構設計輸送管道中的異常升壓是石油、天然氣輸送中經常遇到的問題，如果閥門設計中沒有事先考慮到這種情況，在實際使用中很容易發生安全事故。本設計中采用自動泄壓型閥座，當閥體內腔異常升壓所產生的作用力超過該閥座的預緊力的時候，流體可通過與球體接觸的密封面的間隙排到閥后管道中去，從而起到防異常升壓的作用。4.3.3 球閥的防靜電結構球閥在啟閉過程

49、中，球體與軸承、閥桿與閥體有相對運動，會因摩擦而產生靜電，而橡膠、氟塑料等非金屬都是優良的電絕緣體，當靜電積累到一定程度，在有火花的條件下就可能導致爆炸，這對于輸送石油、天然氣等易爆介質的場合特別危險。本設計中在填料壓蓋中加工一定深度的光孔，配合壓縮彈簧和鋼球，使球體與閥桿以及閥桿與球體之間形成靜電通道。這樣，因摩擦產生的靜電便通過彈簧-鋼球傳到閥體，從而通過管道與地接通，達到消除靜電積累之目的，滿足安全輸送的要求。它結構簡單、緊湊、便于安裝和拆卸，因此，目前大多采用這種結構設計。4.4球閥閥桿設計計算閥桿是球閥的重要受力零件。球閥的啟閉動作是借外加轉矩（手動操作或裝置操作通過閥桿旋轉球體達到

50、的。在球閥設計中，往往要對閥桿進行扭應力計算或驗算。而閥桿與球體連接部分受到擠壓和剪切的作用，對其接觸部分的擠壓應力和剪切應力計算。此外，對于固定球球閥的軸承部分還要進行軸承的壓力計算。閥桿材料根據其強度要求和耐候性要求選用ASTM A316，對應新國標06Cr17Ni12Mo2 (舊牌號0Cr17Ni12Mo2)，其在海水和其他各種介質中，耐腐蝕性比0Cr19Ni9好。主要作耐點蝕材料。該材料的許用應力為210MPa，抗拉強度為520MPa，根據靜載荷情況下扭轉許用切應力和許用應力之間的關系，取扭轉許用切應力為根據閥桿功能要求，其結構初步定為如圖（7），并進行設計計算。4.4.1 閥桿的轉矩

51、計算 O型圈的轉矩O型圈的轉矩按以下公式進行：密封用O型圈1的轉矩公式：又由：得： 密封用O型圈2的轉矩公式：又由：得： 所以，閥桿密封用O型圈提供的總轉矩為： 止推墊片的轉矩止推墊片的轉矩按以下公式進行：又由：得：所以，止推墊片的轉矩為。 特殊裝置在閥桿上產生的轉矩（涉及公司機密，此處省去計算過程） 球體傳遞的轉矩已經計算得到球體轉矩為 綜上，閥桿的總轉矩為=+=4.4.2 閥桿的強度計算根據初定的閥桿結構，其斷面和斷面處為危險截面，只要其均滿足扭轉強度要求，則閥桿強度通過。平鍵根據ASTM B 17.1進行選擇，在軸徑為，其屬于系列內，則其型號定為，長度定為。斷面處的扭轉應力為： 圖11

52、閥桿頭截面圖 圖12 閥桿示意圖符號定 義描 述斷面處的扭轉應力斷面處的抗扭轉斷面系數閥桿頭截面寬度閥桿頭截面長度表7 閥桿轉矩計算相關符號定義1所以，斷面處的扭轉應力為：圖13 閥丁頭部的剖面圖表8 閥桿轉矩計算相關符號定義2符號定 義描 述斷面處的扭轉應力斷面處的抗扭轉斷面系數閥丁頭部的截面直徑鍵槽寬度鍵槽深度所以，閥桿部分工作條件下受力復雜，分析難度較大，故采用有限元分析法對設計數據進行最終驗證，驗證結果如下，由圖可見，在工作環境下，閥桿安全系數在最小處為1.8左右：圖14 閥桿有限元分析由此可見，在以上參數條件下，閥桿設計符合要求。4.4.3 閥桿連接鍵的強度計算平鍵選用常用材料ASTM A36 COLD DRAWN，其性能參數見附錄。根據平鍵受力情況，其強度計算主要從比壓和剪切應力兩方面計算。 平鍵的比壓計算平鍵的比壓計算公式如下：表9 閥桿平鍵計算相關符號定義符號定 義描 述平鍵的工作比壓閥丁頭的截面直徑平鍵的工作高度平鍵長度轉矩所以， 小于A36許用比壓值。 平鍵的剪應力計算平鍵剪應力按以下公式進行：所以，平鍵在工作條件下安全可用。5. 高壓時微轉矩球閥特殊裝置