机械设计及自动化毕业设计（论文）无摩擦球阀设计（全套图纸）

1、西南科技大学毕业设计（论文）题目名称：无摩擦球阀设计全套cad图纸，联系153893706年 级：2004级 本科 专科学生学号：20045666学生姓名： 指导教师： 学生单位：制造科学与工程学院 技术职称：讲师学生专业：机械设计制造及其自动化 教师单位：后勤管理处西 南 科 技 大 学 教 务 处 制无摩擦球阀设计 摘要：该设计是为了改善传统球阀的缺点而做的，传统球阀的缺点是摩擦大、使用寿命短、密封性能不好。此设计可以根据流体冲蚀磨损、腐蚀程度和工作压力来调整密封比压。轨道式无摩擦球阀是一种新型的球阀，它利用阀杆头部的斜面凸轮与导轨套螺旋槽的配合来实现球阀的无摩擦开启、关闭和金属密封的新型

2、阀门；所以设计中的关键问题是要避免产生摩擦，密封要紧，最终达到高效率、高质量、耐用性等要求。本论文研究对轨道式无摩擦球阀的运动和动力分析方法，完成了球阀启闭运动轨迹、球体运动空间以及主要零部件的受力分析设计。该球阀具有启闭无磨损，关闭时压力可调节和启闭省力的优点；克服了普通球阀因密封比压大而使密封面容易磨损的缺点，延长了球阀的使用寿命。关键词：无摩擦；球阀；轨道式；凸轮 design of non-friction ball valveabstract: the design is to improve the shortcomings of traditional ball valve ,

3、and the shortcomings of traditional ball valve is friction, short life, sealing performance bad. according to this designs fluid erosion, corrosion and pressure then the pressure was adjust sealed .orbit non-friction ball valve is a new type of valve and realizes non-friction switching and metal pre

4、ssurization of the valve by cam mechanism.this paper researches the design of orbit non-fraction ball valves move and the analysis of dynamically. the paper puts forward the kinetic analysis method of orbit non-fraction ball valve, analysising the track and motion space of the conglobulation for swi

5、tching etc, and bring forward rule of its configuration design, designing its assembling body and main parts. this valve has a series of advantage, such as non-friction, the adjusting of pressure and laborsaving when it switches .its pressurization is different from the usual whose pressurization is

6、 easy to destroy, which overcome the fault of the usual valves. so it has a longer life-span.keywords: orbit, non-friction, ball valve, cam 目录第1章 引言11.1课题来源11.2选题目的和意义11.3球阀的发展趋势21.4本文研究的主要内容2第2章 主要结构参数42.1.轨道式无摩擦球阀技术要求42.1.1技术参数42.1.2技术要求42.1.3型号及其含义42.2主要结构尺寸42.2.1球体直径42.2.2密封面宽度及压紧比压52.2.3密封比压62.

7、2.4球阀结构长度及连接法兰尺寸6第3章 运动轨迹设计73.1球阀启闭运动轨迹73.1.1滚动启闭73.1.2球阀摆动73.1.3凸轮的轮廓83.2球阀下支承外形103.2.1滚动柱面与倒角半径103.2.2倒角中心点位置113.3.3滚动空间12第4章 结构设计和计算134.1阀杆机构受力状况134.1.1球阀受力状况134.1.2阀杆支承反力与支承结构型式选择144.1.3摩擦阻力扭矩164.1.4阀杆承受的轴向力184.2操作扭矩和手轮选择214.2.1操纵扭矩mc214.2.2径d选择224.3零件设计与计算224.3.1具有螺旋导轨槽衬套的主要结构尺寸224.3.2球阀销轴接触强度2

8、34.3.3球阀下支承的接触强度24第5章 工作能力校核315.1工作寿命315.2实际工作压力的潜力估计315.2.1阀体壁厚承压能力315.2.2阀体与阀盖连接螺栓335.2.3阀盖连接法兰承载能力355.2.4阀杆头部承载能力375.3寿命和实际工作潜力估计385.3.1寿命估计385.3.2承压能力估计39结 论40致 谢41参考文献42第1章 引言1.1课题来源阀门是一种量大面广的通用机械产品，国民经济各部门所需要的阀门数量很大，应用范围也非常广泛。输送流体介质离不开管路，而控制介质流动则离不开阀门。凡是需要对流动介质进行控制的地方，都必须安装阀门，阀门可比喻为“管路的咽喉”。球阀是

9、本世纪50年代问世的一种阀门，在半个世纪的时间里，球阀已发展成为一种主要的阀类。球阀经过半个世纪的发展已经有了很大的改进和发展，广泛应用于能源、石油、化工、冶金等领域，起着截流、控制等作用。传统的球阀具有以下特点：1） 流体阻力小。2） 密封性能较好。3） 球阀通道平整光滑，不易沉积介质。4）结构简单。传统球阀明显的缺点：1）阀的开启和关闭摩擦很大。2）摩擦大引起密封材料的磨损，使球阀的密封性能下降。3）阀的使用寿命不长。4）大型的球阀开启和关闭比较费力因此设计一种无摩擦的球阀即可以改变传统球阀摩擦大的缺点，使球阀更耐用和可靠。该毕业设计旨在减小传统球阀的摩擦，适当补偿磨损，提高球阀的使用寿命

10、和密封性能。在石油化工领域、大型煤液化工程关键设备、冶金部门、“南水北调”工程、西气东输工程、环保工程等球阀市场需求很大。通过对阀门市场的调查分析，在“十一五”中，阀门需求量的总体趋势为上升趋势，阀门这个量大面广的产品，其需求量在稳定中增长。其中球阀的市场需求占阀门试产需求的15.5%，是各类阀门中需求最多的。由此可见，球阀在我国有着巨大的市场潜力。 1.2选题目的和意义1）通过本设计掌握机械新型设计的方法，以及更深入掌握机械原理，机构综合的知识。2）过本设计掌握机械结构设计的方法，更深入掌握机械设计，材料选择等知识。3）会查阅和收集资料，学会使用手册及图表资料。4）培养创新设计的思维，为今后

11、工作打下坚实的基础。5）通过调查研究国内外在这方面的发展情况,明确我国制造业现状，学习国内外的先进制造技术。1.3球阀的发展趋势球阀，是一种以球体作为关闭件的阀门，它起源于本世纪50年代。早在19世纪80年代美国就开始设计球阀，但是由于当时缺乏合适的材料，限制了球阀的发展，使它未成为一种正式工业产品。直到本世纪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与发展出现了转机；同时，也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和表面粗糙度。目前，球体最大公称直径已达到3050mm，这是美国escher wyss公司为田纳西州的一个泵站所提供的4台球阀，用作透平机出

12、口的切断阀，设计压力为4.8mpa。球阀的最高工作压力已达到72mpa，其相应温度高达1000c。球阀不仅在一般工业管道得到了广泛应用，而且在核工业、宇航工业的液氧和液氢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、总量轻、成本底。在水道、化学管道上应用越来越广。德国一家阀门公司已制造出通径为6的塑料球阀；美国一家阀门公司制成一种含氟塑料球阀，它具有高强度、优良的耐温与耐腐蚀性能，适应温度为250c。大口径输油（或天然气）管线是球阀应用的一个重要方面。公称通径范围：6001400mm，工作压力通常为：8.0mpa。为了确保安全，一些制造厂商按管线球阀的使用特点和他所受外界自然

13、条件的影响，进行抗地震的弯曲实验、防止火灾蔓延的实验、耐气候条件的综合实验、紧急切断实验等。为了适应高温工况的需求，近年来还发展了高温球阀，它的阀座材料不再是聚四氟乙烯，而是金属、石墨或碳素纤维等。一些特殊用途的特殊结构球阀在不断涌现。，降低了切换阀的流阻并减小了如在我国一国防科研的实验系统上采用了自行研制的三通半球阀扭矩。我们可以预料今后几年球阀将在以下几个方面得到更大的发展：a) 密封面材料 聚四氟乙烯作为球阀密封面材料已有30年历史，但它必定还会在生产工艺、物理性能（主要是克服冷流性、提高耐压性）、耐温性能方面进一步改善，以提高球阀的性能和适用范围。耐高温、耐磨、耐腐蚀的低摩擦的金属或非

14、金属材料将会不断研制出来。b) 新型球阀结构将会不断涌现 其目的主要在于提高寿命、密封可靠性和改善加工工艺性。比如本设计的轨道式。c) 全塑料球阀将会有很大发展 在新型塑料的应用、结构与注塑工艺性等方面的发展将会使塑料球阀的通径、适用工作温度与压力范围进一步扩大。d) 长输管线球阀会在遥控、自控、工作可靠性、寿命等诸方面得到提高，它们的需求量也会增加。1.4本文研究的主要内容无摩擦球阀在国外研究较早，现在技术基本成熟；国内虽也有单位进行过研究并投入了生产，但明显落后于国外，国内需求还依赖于进口，技术还不够成熟，有待于进一步完善其技术，更广泛的投入生产。无摩擦球阀有很广的国内外市场，特别是我国西

15、气东输工程中应用甚广。本文详细阐述了“无摩擦球阀的原理研究及结构设计”，讨论了实现轨道（即轨道式球阀运动功能）的设计实现，以及cad软件的应用过程，主要包括以下几个方面的内容：1) 详细分析了运动原理。该设计是通过阀杆头部的斜面凸轮和和螺旋导轨槽的配合来实现球阀的启闭运动。2) 详细讨论了运动轨迹的设计。通过数学方法和数据计算详细说明了球阀启闭的运动轨迹，如图2-1所示。3) 在认识了运动原理和运动轨迹设计后，利用cad软件绘制工程图第2章 主要结构参数2.1.轨道式无摩擦球阀技术要求2.1.1技术参数公称通径 dn=125mm公称压力 pn=4.0mpa适用温度 -29121c适用介质 石油

16、及制品、天然气、氧气、其他气体2.1.2技术要求阀门的开启关闭动作：（1） 操作机构带动阀杆上升，使球体沿通道轴线位移0.20.5mm脱离阀座；（2） 阀杆继续上升并同时旋转，带动球体绕阀杆轴线旋转90角度，阀门开启；（3） 运行过程中球体只是沿通道轴线位移和绕阀杆轴线旋转；（4） 关闭与开启动作相反。阀门作用：（1）切断介质；（2）调节流量。阀门操纵、手动（仿orbit阀门操纵原理）2.1.3型号及其含义阀座密封材料，硬制合金类法兰连接125 q 4 i y40球阀公称压力kg/公称直径类型、球阀浮动直通式2.2主要结构尺寸2.2.1球体直径球体半径 r=(0.80.95)d式中d球体通道孔

17、径；根据gb12237，dn=125钢制球阀阀体的最小流道直径，当pn=4.0mpa时（不缩径）直径123，因此选择确定d=125mm.。r=(0.780.95)d=98.4116.8mm根据jb1744,当dn=125,球径d=2r=,即r=100mm。 图21球体通道孔径2.2.2密封面宽度及压紧比压密封宽度r根据图11所示，球面接触外点半径r=即=70.42mm密封面在垂直于流体流动方向上投影宽度bb=-b=70.42-62.5=7.92mm压紧比压，=式中：p压力mpa，m常数，常温液体，m=1；常温汽油、煤油、空气、蒸气及高于100c液体，m=1.4；氢、氮及其它密封要求高的m=1.

18、8，a、c与密封面有关系数，详见表1。表1 a、c系数表面材料钢、硬质合金硬聚氯乙烯，铝及铝合金，尼龙，聚四氧乙烯黄铜青铜铸铁中硬橡胶软橡胶a3.51.83.00.40.3c10.91.00.60.4mpa此值与通用机械研究所推荐值相近，查有关表格（或7.5mpa）,表面粗糙度，（0.2刚性密封面）。2.2.3密封比压式中：=2,p=pn=4.0mpa阀座1cr18ni9ti 140170hb q=150mpa或=40mpa因此 2.2.4球阀结构长度及连接法兰尺寸球阀的结构长度根据gb1222189，dn=125mm,选取l=400mm.连接法兰尺寸根据gb9113.5，pn=4.0mpa,

19、dn=125,选择凸面整体钢制法兰，外径270，密封面直径184，厚度26，螺纹m24，8个，孔26。第3章 运动轨迹设计3.1球阀启闭运动轨迹3.1.1滚动启闭图21所示运动轨迹简图，表明球阀绕自身形心o顺时针方向转动角，并且沿水平方向以点作瞬心，沿滚动支承面作移动，实现球阀向阀口关闭，反之，则开启，因此： （31）式中：d球阀外径，d=2r，mm r球阀半径，mm 球阀自转角度，度 球阀形心o点水平位移，mm在本项设计中，=0.5mm，r=100mm，由式（31）知h/=由于=0.5mm，因此实际转角为：= /1.744=0.2873.1.2球阀摆动具有倾角的平面凸轮（斜面）沿y轴向下移动

20、s距离，而两圆柱中心b和c以为瞬心，沿x轴向平移和沿顺时针方向转动角，该两中心沿x轴向位移量h为：h=stan=（r+） （32）式中：在本项设计中： =87mm, =24mm。因此，由式（22）可得：h=0.1051s=+1.574 =3.318 （33）当=0.5mm, =0.358时：h=0.952mm,或s=9.068mm。3.1.3凸轮的轮廓该平面的凸轮机构是以双斜面与圆柱面接触原理工作，当凸轮机构的一边（例如右侧）是直线型斜面，则在另一侧就不一定是一个平行于右侧的斜面（指左侧工作面），因此要计算出在s不同值时，a点（也是）和d点（也是点）的坐标位置，以右侧为直线，求左侧轮廓位置。当

21、s=0，如图所示状况，即=0，当圆柱半径r=9，=a点 d点 （34） 在图示状况下（本项目中l=48mm） （35）当s=值时 （36） a球心形心滚动瞬心=r(球阀半径)球阀滚动角斜导轨斜角滚柱与导轨接触点a、d与cd连线的夹角，随导轨位移而变化s导轨沿y轴方向移动量（向下为正）s=-y球阀形心水平移动量导轨在x轴向增量滚动半径 a点坐标b点坐标c点坐标d点坐标la与d之间垂距（沿斜面）图21球阀启闭运动轨迹计算简图 （37） （38）在本项设计中，平面凸轮最高升高4mm,由式（33）和（38）得：=4mm h=2mm s=19.029mm l=29mmh=1mm s=9.514mm l=

22、29.769mmh=0 s=0 l=29.737mm由l值可见，平面凸轮下窄上宽，角度变化范围约在：tan=，=（斜度在左侧变小）当凸轮右侧面是斜平面时，左侧应为一曲面，由于曲面曲率变化小，在结构设计中可用一个近似斜平面，角度略小于右侧面角来实现。3.2球阀下支承外形3.2.1滚动柱面与倒角半径根据球阀启闭采用滚动启闭原理，下支承结构外形要适应这一要求，实现无滑动滚动。图32所示下支承结构外形简图，图中表示支承外圆r（即与球阀外径同），它与倒角圆角r的接点a的位置应远离球阀滚动时用于支承的r柱面区。图32 球阀下支撑点外形当倒角半径为，轴承内孔直径为，经倒角半径为起点b与球阀形心连线与y轴夹角

23、近似为： （39）在本设计中：=40mm，=9mm，r=100mm，因而：3.2.2倒角中心点位置点a位置应为（） （310）倒角中心点b位置： (311)在本项设计中： 3.3.3滚动空间要求以o点为瞬心，oc为半径能作无滑动的滚动，此时oc点长度和oc与x轴夹角关系为： （312）当球阀转动角后，c点在x轴上投影为：= （313）根据大小来确定尺寸配合间隙。在本项设计中：，=mm 。在滚动中要求右边增大半径0.192mm，而左边滚动中出现空隙，此时= mm,空隙为0.206mm,考虑左、右状况，理论上还有空隙0.014mm,因此选择优先配合，支承轴承孔。第4章 结构设计和计算4.1阀杆机构

24、受力状况4.1.1球阀受力状况球阀受力状况可以简化为图41所示状态，图中： （41）式中：d=pn=125mm p=pn=4mpa (42)式中：a、b与l见图41中尺寸。图41 球阀受力状况简图因此： 球阀密封压力所需压紧力轴向总推力，参考式（42）可得： （43） （44）本设计中：，,d=125mm合力和当流体正向流动时，由于，因此= （45）当流体反向流动时（密封时），要保持密封面值，因此球阀上受倒阀杆作用力引起支反合力：=+=+ （46）在本设计中：=24947+6269=31216n =24115.5+6060=30175.5n在后面分析中应用与，在强度计算时将考虑和。4.1.2阀

25、杆支承反力与支承结构型式选择方案1：前支承导向型（即无后支承）图42是方案1的力系平衡图，由图可得： ，而=，因而 图42前支承导向受力图因此： 区间 区间 （47） （48）因此： 方案2：前后支承导向型图43是方案2受力状况图，由图可知：图43 前后支承导向受力图 （49）因此，当=n =n比较两个结构方案，方案2受力状况较好，在结构设计上又允许设计后支承，因此选用方案2（只考虑时，）， 4.1.3摩擦阻力扭矩阀杆支承摩擦阻力扭矩= (410)式中：= 导轨槽螺旋角，=53.5 f摩擦系数，f=0.150.25（润滑不良），取f=0.2 阀杆直径，=40mm因此：=（38917.3+139

26、70.3）0.2=125872.5 n密封摩阻扭矩= （411）式中：= z山形密封件数，h密封件长度，在具体结构中： zh=26+103.4=46mm 第一层件数 中间层件数摩擦系数，对于尼龙=0.15因此：=1.2404640.150.595=49502.5n球阀下支承点摩阻扭矩 （412）式中：下支承点轴径，=40mm，摩阻系数，=0.15因此： n导轨槽产生扭矩与摩阻扭矩= （413）因此：=125872.5+49502.5+72346.5=247721.5n4.1.4阀杆承受的轴向力导轨槽承受轴向力（反作用阀杆上）在螺旋槽部分 （414a）式中：，导槽平均直径，导槽外径，=70mm,

27、，导槽内径，=41mm, 导槽螺旋升角，=53.5（左旋）导槽与导轮摩擦角，当，=5.71，在式（314）中，当开启时取“-”，关闭时取“+”在直槽部分 （414b）式中：除导槽以外的轴向合力，详见式（419）。 =/2阀杆梯形螺纹摩擦半径，关闭用“+”，开启时用“-”，当选用tr386l7h梯形螺纹，螺纹螺旋角=，当螺纹摩擦系数时，=，梯形螺纹平均直径。由式（414b）可得在本设计中：开启时 =2.68 mm；=0.0190关闭时 =4.60 mm；=0.0330 由式（414）计算结果列于表41中。表4-1 导轨槽承受轴向力工作状况导向中轴向力区域开启斜槽247721.553.55.755

28、.5 8094.8直槽055.513434.9255.3关闭斜槽247721.553.55.755.55313.6直槽055.527127.8895.2图4-4 导轨槽承受力图液压推力 （415）式中：p=pn=4.0mpa因此：阀杆前后支承摩擦阻力 由式（49）和（410）知，支承摩擦阻力为：直线移动中 关闭时 开启时 （416）螺旋移动中 式（416）计算结果列于表42中。表42 阀杆前后支承轴向摩擦阻力（n）工作状况前支承后支承摩擦系数f螺旋角摩擦阻力直线移动关闭48696.9617480.960.2013235.6 开启38917.3313970.30.2010577.50螺旋运动38

29、917.313970.30.253.58462阀杆密封摩擦力由式（411）知直线运动时 螺旋运动时 （417）因此：=1.2404640.15=4159.9n=ne.阀杆头部斜面与球阀柱销间摩擦阻力 关闭 其他状况 （418）式中： 斜面倾角，=6 摩擦系数，=0.15因此再阀门关闭时：=其他状况： 阀杆轴向合力开启 旋开 旋关 （419）关闭 式中：开启 关闭 由式（419）计算并考虑（414）结果列于表43工作状况导轨槽阀杆前后支承阀杆密封杆头斜面液压力轴向合力开启255.310577.54159.93721.5-502413434.913690.2旋开8094.884623344.537

30、21.5-502418598.8旋关5313.684623344.53721.5502425865.6关闭895.213235.64159.94708.3502427127.8280234.2操作扭矩和手轮选择4.2.1操纵扭矩mc根据结构设计，阀杆上选用gtr386l7h左旋梯形螺纹,根据表4-3已知轴向，可得：开启 关闭 （420）式中：止推轴承内径 =70mm 止推轴承摩擦系数 =0.003由于 ，当选用gtr386l7h梯形螺纹 因而： 推荐球阀最大操纵力矩，当dn=125mm，pn=4.0mpa时，mc750，而计算值=131.64n.m。4.2.2径d选择 d=2mc/fc (42

31、1)式中：fc圆周力，通常fc700n一般推荐mc=5075, fc=200300n；mc=105140，d=350mm,fc=300400n,建议选取d300mm当d=300mm fc当d=350mm fc4.3零件设计与计算4.3.1具有螺旋导轨槽衬套的主要结构尺寸角选择根据摆动从动件许用压力角，考虑到滑动摩擦系数，其摩擦角，由于的方向与角坐标方向差90，因而=90-55-45，考虑到摩擦角影响，选择=53.5。作用于导轨槽的正压力nsnsns= (422)式中：接触长度 = 滚子半径 =11mm当实际=10mm（滚子宽）用gcr15轴承钢渗氮淬火许用应力=2300mpa时ns= （423

32、）式中：z导轨槽数，本结构z=2 螺旋导轨槽的平均直径，mm，本结构=55.5mm。 k受力不均匀系数，k=0.70.8，取k=0.7因此如果选用40cr淬火，hrc=60（hb=653），=2.8hb(mpa)=1828mpa，由式（422）得：ns=，因此，选用40cr制造。螺旋导轨槽高度（或长度）h式中：螺旋导轨槽螺旋部分高 直线长度（即阀杆头斜面长），（详见后面） 因此，4.3.2球阀销轴接触强度由式（418）知： （425）（选用40cr）,当斜面宽，销轴半径r=9时，由式（422）得，而由式（422）推得最大接触应力，此时为：，高于7%， 而用gcr15时=2300mpa略高于0.

33、07%,故用gcr15。4.3.3球阀下支承的接触强度下支承的衬套1cr18ni9ti，球阀（即球体）材料wcb，其最大接触应力5为（按第11接触类型）。 （426）式中：球形半径曲率 =9mm 球形的外半径 =19.938 衬套轴向曲率半径 = （直线即圆柱形） 衬套内半径 =20.031 式中由椭圆方程系数a/b值查表来确定 （427）由式（427）得：，由5表4.41得，=0.4267，当e=2.1，代入式（426）得： 由于已结构设计出衬套和球体，材料也选定，其加工后硬度估计200hb，500m计算出远大于值，由于处于最大值频较低（小于10次/分钟），工作过程中滚动范围窄，因此滑动磨损

34、和损坏很慢，建议按原方案施用，如果试用中出现过大磨损或压痕，可以采用以下方案来进一步改善。（1）衬套1cr18ni19ti进行淬火，提高表面硬度达55hrc，对用材料wcb制造球体下支承表面进行表层镀硬铬，硬度达60hrc以上，提高接触许用应力2500mpa。（2）更改衬套和球体下支承处的材料和结构，使。4.3.4阀杆主要结构尺寸及其强度和刚度计算主要结构尺寸选择（1）阀杆直径。根据gb12234，当dn=125，pn=4.0mpa，阀杆最小直径，考虑到阀杆主结构部分形状复杂，增大断面积为，故选用=40mm。（2）梯形螺纹。参考手轮尺寸及阀杆螺母设计，选取tr386lh-7h。（3）杆头结构尺

35、寸。根据jb1743，当dn=125mm，阀杆头直径=40mm，扁头厚度b=30mm(按jb1744)阀杆销孔强度校核（图44） （428）式中：销径，=14mm抗扭断面系数 许用应力，；，=260n/因此：阀杆头部斜面结构尺寸头部总长 （429）式中：螺旋槽部分高（详见前面），=58.9mm 斜面高度（长度），t斜面高度，t=3mm, =6，小于等于斜面自琐最大角46 因而： 头部厚度 b=30mm阀杆头部弯扭组合强度（旋转开启或旋转关闭阶段）由图42知弯曲拉应力： （430）式中：抗弯断面系数，=（近似简化） 斜面宽度，c=40mm(见图42)因此：选用38crmoala，=360 (43

36、1)式中：抗弯断面系数，=，查表=0.22选用38crmoala，=170由第三强度理论得： （432）由式（330）和（331）得：阀杆头部刚度和抗弯强度计算（在关闭状况下）（1）截面模数于惯性矩由于阀杆头部截面形状如图45，它是在圆截面基础上，切去上、下两个扇形面，沿杆长这两个扇形面形状并不对称。该截面模数：图45 阀杆头部截面形状 （433）式中：，（见图45）而： （434）惯性矩： （435）式中：整圆惯性矩，= （436） 虚线弧段区惯性矩，弧段对自身重心惯性矩 (437)式中：a虚线弧段区面积 （438）根据结构图阀杆头部截面得截面模数与惯性矩主要选取斜面始、终两点计算，并辅以将

37、阀杆头部截面作不变矩形计算，并进行比较，根据式（432）和（438），当h=30，r=20可得：扁头对称于杆中心位置时（斜面终止点）扁头始端位置，只缺一边扇形（即斜面起始点）。，由式（437）直接计算得：如果按矩形近似计算：表44 阀杆头部截面力学性能截面截面（对称于杆轴线）19995.5961333.04截面（斜面起始点）36480.142164.74近似矩形59512.53967.5力学性能由表44知，可以用矩形近似计算，在本节中用截面的和w进行计算更接近实际状况。（2）抗弯强度阀杆头部受力可近似为悬臂受集中负荷，如图46所示，由式（418）确定，而计算受力矩离应选择在阀门完全关闭状态下力

38、作用点，距斜面起始点约为=20mm（即大于或等于2/3斜面长度位置），由式（430），命c=l得： （439）式中：材料许用应力，阀杆材料38crmoala，=260mpa（3）阀杆头部刚度计算按图35所示受力状态，在阀杆头的挠度和变形角度 （440） （441）对于一般传动轴来说，在轴承出（弧度）第5章 工作能力校核5.1工作寿命此处工作寿命系指操纵阀杆部件部分，根据前述计算知，球阀销轴接触强度较大，是该部件的薄弱环节，它又是阀杆运动关键部位，因此寿命取决于它。通常接触疲劳极限试验循环基数不应小于次，因此实际材料疲劳循环次数为： （51）式中：接触疲劳许用极限应力，mpa 接触疲劳许用极限应

39、力时的循环试验次数， 次 接触应力，mpa m指数，m=3由第三部分四节2项知：，略高于许用，可以使用，将、代入式（51）得：次考虑到实际材料硬度可能变化，及冲击负荷，实际寿命 （52）式中：n安全系数（考虑实际材料硬度变化，及负荷变化），取n=4，次因此预计工作寿命次以上。5.2实际工作压力的潜力估计5.2.1阀体壁厚承压能力阀体实际壁厚，按第四强度理论计算或 （53）式中：阀体中腔最大内径，mmp=pn，公称压力，mpac附加量，mm材料许用拉应力，mpa在本结构中=210mm，=25mm，c=4mm，材料wcb，=87mpa，由式（53）得到：按壁厚容器公式计算，其中：因而： （54）式

40、中：材料许用应力，mpa，取和两者中较小值，通常=4.25，=2.3。材料wcb， 或，选取，由式（54）得：美国计算方法 （55）式中：公称通经，mm 壁厚系数，当pn=2mpa , =0.3，pn5mpa，=1.0许用应力，通常取=118mpa附加裕量，ap1600中，=6.3mm，ans/b16.34中=6.3mm当，=6.3，按美国标准=118mpa，由式（55）得：当，=2.5mm，选用wcb，=87mpa，可得：由以上计算表明阀体可能承受16mpa级压力。5.2.2阀体与阀盖连接螺栓螺栓截荷 （56）式中：b密封垫片宽度，mm，在本课题中b=15mm m密封垫片压紧系数，选用石棉x

41、b350，m=2接口内径，mm原结构紧固螺栓承压能力紧固螺栓数为z，螺栓有效工作面，其承载能力为：，由式（56）知 （57）式中：抗拉许用强度，mpa找阀门设计资料4，选用材料40cr，m16螺栓，=257mpa（偏于保守），而m16螺栓，=144.1mm，当=205mm时，z=8由式（57）得：如果要提高紧固螺栓处承载能力，必须增加紧固螺栓数z。按油缸设计推荐方法计算螺栓承载能力为了增加紧固螺栓数量z，提高承压能力，改进许用应力选择方法，而采用油缸设计中螺栓强度计算方法，在螺栓处得合成应力为为：其中拉应力，螺纹处剪应力负载由式（46）确定，因此可得： （58）式中：k扭紧螺纹的系数 k=1.

42、251.5 许用应力，mpa, =，材料的屈服极限，安全系数，=1.22.5。当选用40cr ，=720mpa，z=16，m16螺栓，=144.1mm，取k=1.25，由式（48）得：当螺栓数z=16，40cr，m16螺栓，可增大承载到11.89mpa压力。螺栓在法兰上布置间距s应为： （59）式中：螺栓分布直径，mm z螺栓数 螺栓布置允许最小间距，mmm16螺栓允许最小间距=38mm,z=16，=225mm，由式（59）得：螺栓间距与螺栓直径之比为： （510）式中：螺栓公称直径，mm通常为了保证密封性和安装工艺性，要求pn2.5mpa时，2.7i5，pn4mpa时，2.7i4。当m16螺

43、栓z=16，=225，由式（510）得，符合要求。因此可以认为，再原阀体与阀盖连接处增加同尺寸m16螺栓至16个，可以增加承载能力，在结构布置上是可能得，并且工艺上是可行的。5.2.3阀盖连接法兰承载能力负荷公式（56）的修正由于讨论问题是由额定压力4mpa的阀门具有多大升高（承载）压力能力，当阀盖按pn=4mpa要求安装于阀体上后，如果实际工作压力高于pn=4mpa时，依靠液体实际压力，压迫阀盖与阀体间密封垫片作微小变形，使密封区压力上升，因而此时阀盖法兰处受压的负荷不应再按式（56）表述，应近似为： （511）式中：的实际工作压力，mpa内孔直径，mm，b密封垫宽度，mm圆环伴公式近似估算

44、按第四强度理论：根据外圆周固定的圆环板（图41）的计算公式知：图51 连接法兰受力图在圆环板外周（即r处），径向应力，环向应力，轴向应力，式中h为板的厚度（即法兰厚度），mm因而由式（411）及上式可得： （512）当r=195/2(即密封垫外半径)，r=225/2(螺栓分布半径)，r/r=1.154时，根据资料5，材料wcb，b=15mm，=205,h=30mm，由式（412）得：油缸头部法兰厚度公式估算法兰厚度，由式（511）得，代入式中得： （513）式中：法兰外圆半径，mm，见图（52） 螺栓中心至阀盖头部外圆根部距离，mm，（见图52）图52 连接法兰螺栓的距离当，时，由式（513）得：由以上计算结果估计，阀盖厚度偏小，有可能承受压力不足16mpa。5.2.4阀杆头部承载能力在规定流动方向上阀杆头部受力状况根据式（41），（42）及（425）式得：，当，,时 （514）式中：d