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西南科技大學
畢業(yè)設計（論文）
題目名稱：無摩擦球閥設計
年 級：2004級 ■本科 □?？?
學生學號：20045666
學生姓名：李紅忠 指導教師：張曉勇
學生單位：制造科學與工程學院 技術職稱：講師
學生專業(yè)：機械設計制造及其自動化 教師單位：后勤管理處
西 南 科 技 大 學 教 務 處 制
西南科技大學本科生畢業(yè)設計（論文） IV
無摩擦球閥設計
摘要：該設計是為了改善傳統(tǒng)球閥的缺點而做的，傳統(tǒng)球閥的缺點是摩擦大、使用壽命短、密封性能不好。此設計可以根據(jù)流體沖蝕磨損、腐蝕程度和工作壓力來調(diào)整密封比壓。軌道式無摩擦球閥是一種新型的球閥，它利用閥桿頭部的斜面凸輪與導軌套螺旋槽的配合來實現(xiàn)球閥的無摩擦開啟、關閉和金屬密封的新型閥門；所以設計中的關鍵問題是要避免產(chǎn)生摩擦，密封要緊，最終達到高效率、高質(zhì)量、耐用性等要求。本論文研究對軌道式無摩擦球閥的運動和動力分析方法，完成了球閥啟閉運動軌跡、球體運動空間以及主要零部件的受力分析設計。該球閥具有啟閉無磨損，關閉時壓力可調(diào)節(jié)和啟閉省力的優(yōu)點；克服了普通球閥因密封比壓大而使密封面容易磨損的缺點，延長了球閥的使用壽命。
關鍵詞：無摩擦；球閥；軌道式；凸輪
Design of Non-Friction Ball Valve
Abstract: The design is to improve the shortcomings of traditional ball valve , and the shortcomings of traditional ball valve is friction, short life, sealing performance bad. According to this design`s 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 pressurization of the valve by cam mechanism.This paper researches the design of Orbit Non-Fraction Ball Valve’s 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 switching 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 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
目錄
第1章 引言 1
1.1課題來源 1
1.2選題目的和意義 1
1.3球閥的發(fā)展趨勢 2
1.4本文研究的主要內(nèi)容 2
第2章 主要結構參數(shù) 4
2.1.軌道式無摩擦球閥技術要求 4
2.1.1技術參數(shù) 4
2.1.2技術要求 4
2.1.3型號及其含義 4
2.2主要結構尺寸 4
2.2.1球體直徑 4
2.2.2密封面寬度及壓緊比壓 5
2.2.3密封比壓 6
2.2.4球閥結構長度及連接法蘭尺寸 6
第3章 運動軌跡設計 7
3.1球閥啟閉運動軌跡 7
3.1.1滾動啟閉 7
3.1.2球閥擺動 7
3.1.3凸輪的輪廓 8
3.2球閥下支承外形 10
3.2.1滾動柱面與倒角半徑 10
3.2.2倒角中心點位置 11
3.3.3滾動空間 12
第4章 結構設計和計算 13
4.1閥桿機構受力狀況 13
4.1.1球閥受力狀況 13
4.1.2閥桿支承反力與支承結構型式選擇 14
4.1.3摩擦阻力扭矩 16
4.1.4閥桿承受的軸向力 18
4.2操作扭矩和手輪選擇 21
4.2.1操縱扭矩Mc 21
4.2.2徑D選擇 22
4.3零件設計與計算 22
4.3.1具有螺旋導軌槽襯套的主要結構尺寸 22
4.3.2球閥銷軸接觸強度 23
4.3.3球閥下支承的接觸強度 24
第5章 工作能力校核 31
5.1工作壽命 31
5.2實際工作壓力的潛力估計 31
5.2.1閥體壁厚承壓能力 31
5.2.2閥體與閥蓋連接螺栓 33
5.2.3閥蓋連接法蘭承載能力 35
5.2.4閥桿頭部承載能力 37
5.3壽命和實際工作潛力估計 38
5.3.1壽命估計 38
5.3.2承壓能力估計 39
結 論 40
致 謝 41
參考文獻 42
西南科技大學本科生畢業(yè)設計（論文）
第1章 引言
1.1課題來源
閥門是一種量大面廣的通用機械產(chǎn)品，國民經(jīng)濟各部門所需要的閥門數(shù)量很大，應用范圍也非常廣泛。輸送流體介質(zhì)離不開管路，而控制介質(zhì)流動則離不開閥門。凡是需要對流動介質(zhì)進行控制的地方，都必須安裝閥門，閥門可比喻為“管路的咽喉”。
球閥是本世紀50年代問世的一種閥門，在半個世紀的時間里，球閥已發(fā)展成為一種主要的閥類。球閥經(jīng)過半個世紀的發(fā)展已經(jīng)有了很大的改進和發(fā)展，廣泛應用于能源、石油、化工、冶金等領域，起著截流、控制等作用。
傳統(tǒng)的球閥具有以下特點：
1） 流體阻力小。
2） 密封性能較好。
3） 球閥通道平整光滑，不易沉積介質(zhì)。
4）結構簡單。
傳統(tǒng)球閥明顯的缺點：
1）閥的開啟和關閉摩擦很大。
2）摩擦大引起密封材料的磨損，使球閥的密封性能下降。
3）閥的使用壽命不長。
4）大型的球閥開啟和關閉比較費力
因此設計一種無摩擦的球閥即可以改變傳統(tǒng)球閥摩擦大的缺點，使球閥更耐用和可靠。該畢業(yè)設計旨在減小傳統(tǒng)球閥的摩擦，適當補償磨損，提高球閥的使用壽命和密封性能。
在石油化工領域、大型煤液化工程關鍵設備、冶金部門、“南水北調(diào)”工程、西氣東輸工程、環(huán)保工程等球閥市場需求很大。通過對閥門市場的調(diào)查分析，在“十一·五”中，閥門需求量的總體趨勢為上升趨勢，閥門這個量大面廣的產(chǎn)品，其需求量在穩(wěn)定中增長。其中球閥的市場需求占閥門試產(chǎn)需求的15.5%，是各類閥門中需求最多的。由此可見，球閥在我國有著巨大的市場潛力。
1.2選題目的和意義
1）通過本設計掌握機械新型設計的方法，以及更深入掌握機械原理，機構綜合的知識。
2）過本設計掌握機械結構設計的方法，更深入掌握機械設計，材料選擇等知識。
3）會查閱和收集資料，學會使用手冊及圖表資料。
4）培養(yǎng)創(chuàng)新設計的思維，為今后工作打下堅實的基礎。
5）通過調(diào)查研究國內(nèi)外在這方面的發(fā)展情況,明確我國制造業(yè)現(xiàn)狀，學習國內(nèi)外的先進制造技術。
1.3球閥的發(fā)展趨勢
球閥，是一種以球體作為關閉件的閥門，它起源于本世紀50年代。早在19世紀80年代美國就開始設計球閥，但是由于當時缺乏合適的材料，限制了球閥的發(fā)展，使它未成為一種正式工業(yè)產(chǎn)品。直到本世紀50年代，聚四氟乙烯等彈性密封材料的出現(xiàn)才使球閥的產(chǎn)生與發(fā)展出現(xiàn)了轉(zhuǎn)機；同時，也由于機床工業(yè)的發(fā)展，使球體加工技術提高，能夠?qū)崿F(xiàn)球體所要求的尺寸精度和表面粗糙度。
目前，球體最大公稱直徑已達到3050mm，這是美國Escher Wyss公司為田納西州的一個泵站所提供的4臺球閥，用作透平機出口的切斷閥，設計壓力為4.8Mpa。球閥的最高工作壓力已達到72Mpa，其相應溫度高達1000°C。
球閥不僅在一般工業(yè)管道得到了廣泛應用，而且在核工業(yè)、宇航工業(yè)的液氧和液氫輸送管線上普遍采用。
全塑料球閥近年來發(fā)展較快。其特點是：耐腐蝕、總量輕、成本底。在水道、化學管道上應用越來越廣。德國一家閥門公司已制造出通徑為6″的塑料球閥；美國一家閥門公司制成一種含氟塑料球閥，它具有高強度、優(yōu)良的耐溫與耐腐蝕性能，適應溫度為≤250°C。
大口徑輸油（或天然氣）管線是球閥應用的一個重要方面。公稱通徑范圍：600～1400mm，工作壓力通常為：8.0Mpa。為了確保安全，一些制造廠商按管線球閥的使用特點和他所受外界自然條件的影響，進行抗地震的彎曲實驗、防止火災蔓延的實驗、耐氣候條件的綜合實驗、緊急切斷實驗等。
為了適應高溫工況的需求，近年來還發(fā)展了高溫球閥，它的閥座材料不再是聚四氟乙烯，而是金屬、石墨或碳素纖維等。
一些特殊用途的特殊結構球閥在不斷涌現(xiàn)。，降低了切換閥的流阻并減小了如在我國一國防科研的實驗系統(tǒng)上采用了自行研制的三通半球閥扭矩。
我們可以預料今后幾年球閥將在以下幾個方面得到更大的發(fā)展：
a) 密封面材料 聚四氟乙烯作為球閥密封面材料已有30年歷史，但它必定還會在生產(chǎn)工藝、物理性能（主要是克服冷流性、提高耐壓性）、耐溫性能方面進一步改善，以提高球閥的性能和適用范圍。耐高溫、耐磨、耐腐蝕的低摩擦的金屬或非金屬材料將會不斷研制出來。
b) 新型球閥結構將會不斷涌現(xiàn) 其目的主要在于提高壽命、密封可靠性和改善加工工藝性。比如本設計的軌道式。
c) 全塑料球閥將會有很大發(fā)展 在新型塑料的應用、結構與注塑工藝性等方面的發(fā)展將會使塑料球閥的通徑、適用工作溫度與壓力范圍進一步擴大。
d) 長輸管線球閥會在遙控、自控、工作可靠性、壽命等諸方面得到提高，它們的需求量也會增加。
1.4本文研究的主要內(nèi)容
無摩擦球閥在國外研究較早，現(xiàn)在技術基本成熟；國內(nèi)雖也有單位進行過研究并投入了生產(chǎn)，但明顯落后于國外，國內(nèi)需求還依賴于進口，技術還不夠成熟，有待于進一步完善其技術，更廣泛的投入生產(chǎn)。無摩擦球閥有很廣的國內(nèi)外市場，特別是我國西氣東輸工程中應用甚廣。
本文詳細闡述了“無摩擦球閥的原理研究及結構設計”，討論了實現(xiàn)軌道（即軌道式球閥運動功能）的設計實現(xiàn)，以及CAD軟件的應用過程，主要包括以下幾個方面的內(nèi)容：
1) 詳細分析了運動原理。該設計是通過閥桿頭部的斜面凸輪和和螺旋導軌槽的配合來實現(xiàn)球閥的啟閉運動。
2) 詳細討論了運動軌跡的設計。通過數(shù)學方法和數(shù)據(jù)計算詳細說明了球閥啟閉的運動軌跡，如圖2-1所示。
3) 在認識了運動原理和運動軌跡設計后，利用CAD軟件繪制工程圖
第2章 主要結構參數(shù)
2.1.軌道式無摩擦球閥技術要求
2.1.1技術參數(shù)
公稱通徑 DN=125mm
公稱壓力 PN=4.0Mpa
適用溫度 -29——121°C
適用介質(zhì) 石油及制品、天然氣、氧氣、其他氣體
2.1.2技術要求
閥門的開啟關閉動作：
（1） 操作機構帶動閥桿上升，使球體沿通道軸線位移0.2——0.5mm脫離閥座；
（2） 閥桿繼續(xù)上升并同時旋轉(zhuǎn)，帶動球體繞閥桿軸線旋轉(zhuǎn)90°角度，閥門開啟；
（3） 運行過程中球體只是沿通道軸線位移和繞閥桿軸線旋轉(zhuǎn)；
（4） 關閉與開啟動作相反。
閥門作用：（1）切斷介質(zhì)；（2）調(diào)節(jié)流量。
閥門操縱、手動（仿ORBIT閥門操縱原理）
2.1.3型號及其含義
閥座密封材料，硬制合金類
法蘭連接
125 Q 4 I Y——40
球閥公稱壓力kg/
公稱直徑
類型、球閥
浮動直通式
2.2主要結構尺寸
2.2.1球體直徑
球體半徑 R=(0.8——0.95)d
式中d——球體通道孔徑；根據(jù)GB12237，DN=125鋼制球閥閥體的最小流道直徑，當PN=4.0Mpa時（不縮徑）直徑≥123，因此選擇確定d=125mm.。
R=(0.78——0.95)d=98.4——116.8mm
根據(jù)JB1744,當DN=125,球徑D=2R=,即R=100mm。
圖2—1球體通道孔徑
2.2.2密封面寬度及壓緊比壓
密封寬度R
根據(jù)圖1—1所示，球面接觸外點半徑R’
=
即==70.42mm
密封面在垂直于流體流動方向上投影寬度b
b=-
b=70.42-62.5=7.92mm
壓緊比壓，=
式中：p——壓力Mpa，m——常數(shù)，常溫液體，m=1；常溫汽油、煤油、空氣、蒸氣及高于100°C液體，m=1.4；氫、氮及其它密封要求高的m=1.8，a、c——與密封面有關系數(shù)，詳見表1。
表1 a、c系數(shù)
表面材料
鋼、硬質(zhì)合金
硬聚氯乙烯，鋁及鋁合金，尼龍，聚四氧乙烯
黃銅青銅鑄鐵
中硬橡膠
軟橡膠
a
3.5
1.8
3.0
0.4
0.3
c
1
0.9
1.0
0.6
0.4
Mpa
此值與通用機械研究所推薦值相近，查有關表格（或7.5Mpa）,表面粗糙度，（<0.2剛性密封面）。
2.2.3密封比壓
式中：=2,P=PN=4.0Mpa
閥座1Cr18Ni9Ti 140～170HB [q]=150Mpa或=40Mpa
因此
2.2.4球閥結構長度及連接法蘭尺寸
球閥的結構長度
根據(jù)GB12221—89，DN=125mm,,選取L=400mm.
連接法蘭尺寸
根據(jù)GB9113.5，PN=4.0Mpa,DN=125,選擇凸面整體鋼制法蘭，外徑Φ270，密封面直徑184，厚度26，螺紋M24，8個，孔Φ26。
第3章 運動軌跡設計
3.1球閥啟閉運動軌跡
3.1.1滾動啟閉
圖2—1所示運動軌跡簡圖，表明球閥繞自身形心O順時針方向轉(zhuǎn)動角，并且沿水平方向以點作瞬心，沿滾動支承面作移動，實現(xiàn)球閥向閥口關閉，反之，則開啟，因此：
（3—1）
式中：D——球閥外徑，D=2R，mm
R——球閥半徑，mm
——球閥自轉(zhuǎn)角度，度
——球閥形心O點水平位移，mm
在本項設計中，=0.5mm，R=100mm，由式（3—1）知
h/=
由于=0.5mm，因此實際轉(zhuǎn)角為：
= /1.744=0.287
3.1.2球閥擺動
具有傾角α的平面凸輪（斜面）沿Y軸向下移動s距離，而兩圓柱中心B和C以為瞬心，沿X軸向平移和沿順時針方向轉(zhuǎn)動角，該兩中心沿X軸向位移量h為：
h=s·tanα=（R+） （3—2）
式中：
在本項設計中： =87mm, =24mm。
因此，
由式（2—2）可得：
h=0.1051·s=+1.574 =3.318 （3—3）
當=0.5mm, =0.358時：h=0.952mm,或s=9.068mm。
3.1.3凸輪的輪廓
該平面的凸輪機構是以雙斜面與圓柱面接觸原理工作，當凸輪機構的一邊（例如右側(cè)）是直線型斜面，則在另一側(cè)就不一定是一個平行于右側(cè)的斜面（指左側(cè)工作面），因此要計算出在s不同值時，A點（也是）和D點（也是點）的坐標位置，以右側(cè)為直線，求左側(cè)輪廓位置。
當s=0，如圖所示狀況，即=0，當圓柱半徑r=9，γ=α
A點
D點 （3—4）
在圖示狀況下（本項目中l(wèi)=48mm）
（3—5）
當s=值時
（3—6）
A
——球心形心
——滾動瞬心
=R(球閥半徑)
——球閥滾動角
α——斜導軌斜角
——滾柱與導軌接觸點A、D與CD連線的夾角，隨導軌位移而變化
S——導軌沿Y軸方向移動量（向下為正）
S=-Y
——球閥形心水平移動量
——導軌在X軸向增量
——滾動半徑
——A點坐標
——B點坐標
——C點坐標
——D點坐標
L——A與D之間垂距（沿斜面）
圖2—1球閥啟閉運動軌跡計算簡圖
（3—7）
（3—8）
在本項設計中，平面凸輪最高升高≌4mm,由式（3—3）和（3—8）得：
=4mm
h=2mm s=19.029mm L=29mm
h=1mm s=9.514mm L=29.769mm
h=0 s=0 L=29.737mm
由L值可見，平面凸輪下窄上寬，角度變化范圍約在：
tanφ=，φ=（斜度在左側(cè)變小）
當凸輪右側(cè)面是斜平面時，左側(cè)應為一曲面，由于曲面曲率變化小，在結構設計中可用一個近似斜平面，角度略小于右側(cè)面角來實現(xiàn)。
3.2球閥下支承外形
3.2.1滾動柱面與倒角半徑
根據(jù)球閥啟閉采用滾動啟閉原理，下支承結構外形要適應這一要求，實現(xiàn)無滑動滾動。圖3—2所示下支承結構外形簡圖，圖中表示支承外圓R（即與球閥外徑同），它與倒角圓角r的接點a的位置應遠離球閥滾動時用于支承的R柱面區(qū)。
圖3—2 球閥下支撐點外形
當?shù)菇前霃綖?，軸承內(nèi)孔直徑為，經(jīng)倒角半徑為起點b與球閥形心連線與y軸夾角近似為：
（3—9）
在本設計中：=40mm，=9mm，R=100mm，因而：
3.2.2倒角中心點位置
點a位置應為（）
（3—10）
倒角中心點b位置：
(3—11)
在本項設計中：
3.3.3滾動空間
要求以O點為瞬心，OC為半徑能作無滑動的滾動，此時OC點長度ρ和OC與X軸夾角β關系為：
（3—12）
當球閥轉(zhuǎn)動角后，C點在X軸上投影為：
=ρ （3—13）
根據(jù)大小來確定尺寸配合間隙。
在本項設計中：，，
=mm 。
在滾動中要求右邊增大半徑0.192mm，而左邊滾動中出現(xiàn)空隙，此時=ρ= mm,空隙為0.206mm,考慮左、右狀況，理論上還有空隙0.014mm,因此選擇優(yōu)先配合，支承軸承孔。
第4章 結構設計和計算
4.1閥桿機構受力狀況
4.1.1球閥受力狀況
球閥受力狀況可以簡化為圖4—1所示狀態(tài)，圖中：
（4—1）
式中：D=PN=125mm
P=PN=4Mpa
(4—2)
式中：a、b與L見圖4—1中尺寸。
圖4—1 球閥受力狀況簡圖
因此：
球閥密封壓力所需壓緊力
軸向總推力，參考式（4—2）可得：
（4—3）
（4—4）
本設計中：，,d=125mm
合力和
當流體正向流動時，由于，因此
=
= （4—5）
當流體反向流動時（密封時），要保持密封面值，因此球閥上受倒閥桿作用力引起支反合力：
=+
=+ （4—6）
在本設計中：=24947+6269=31216N
=24115.5+6060=30175.5N
在后面分析中應用與，在強度計算時將考慮和。
4.1.2閥桿支承反力與支承結構型式選擇
方案1：前支承導向型（即無后支承）圖4—2是方案1的力系平衡圖，由圖可得：
，
而=，因而
圖4—2前支承導向受力圖
因此：
區(qū)間
區(qū)間 （4—7）
（4—8）因此：
方案2：前后支承導向型
圖4—3是方案2受力狀況圖，由圖可知：
圖4—3 前后支承導向受力圖
（4—9）
因此，當=N =N
比較兩個結構方案，方案2受力狀況較好，在結構設計上又允許設計后支承，因此選用方案2（只考慮時，），
4.1.3摩擦阻力扭矩
閥桿支承摩擦阻力扭矩
= (4—10)
式中：=
β——導軌槽螺旋角，β=53.5
f——摩擦系數(shù)，f=0.15——0.25（潤滑不良），取f=0.2
——閥桿直徑，=40mm
因此：=（38917.3+13970.3）×0.2×=125872.5 N
密封摩阻扭矩
= （4—11）
式中：=
Z——山形密封件數(shù)，h——密封件長度，在具體結構中：
Zh=2×6+10×3.4=46mm
第一層件數(shù) 中間層件數(shù)
——摩擦系數(shù)，對于尼龍=0.15
因此：=1.2π×40×46×4×0.15××0.595=49502.5N
球閥下支承點摩阻扭矩
（4—12）
式中：——下支承點軸徑，=40mm，——摩阻系數(shù)，=0.15
因此： N
導軌槽產(chǎn)生扭矩與摩阻扭矩
= （4—13）
因此：=125872.5+49502.5+72346.5=247721.5N
4.1.4閥桿承受的軸向力
導軌槽承受軸向力（反作用閥桿上）
在螺旋槽部分
（4—14a）
式中：，導槽平均直徑，——導槽外徑，=70mm,，——導槽內(nèi)徑，=41mm,
β——導槽螺旋升角，β=53.5°（左旋）
——導槽與導輪摩擦角，當，=5.71°，在式（3—14）中，當開啟時取“-”，關閉時取“+”
在直槽部分 （4—14b）
式中：——除導槽以外的軸向合力，詳見式（4—19）。
=/2
——閥桿梯形螺紋摩擦半徑，，關閉用“+”，開啟時用“-”，當選用Tr38×6L—7H梯形螺紋，螺紋螺旋角=，當螺紋摩擦系數(shù)時，=，梯形螺紋平均直徑。
由式（4—14b）可得在本設計中：
開啟時 =2.68 mm；=0.0190
關閉時 =4.60 mm；=0.0330
由式（4—14）計算結果列于表4—1中。
表4-1 導軌槽承受軸向力
工作狀況
β
導向中軸向力
區(qū)域
開啟
斜槽
247721.5
53.5°
5.7°
55.5
8094.8
直槽
0
55.5
13434.9
255.3
關閉
斜槽
247721.5
53.5°
5.7°
55.5
5313.6
直槽
0
55.5
27127.8
895.2
圖4-4 導軌槽承受力圖
液壓推力
（4—15）
式中：p=PN=4.0Mpa
因此：
閥桿前后支承摩擦阻力
由式（4—9）和（4—10）知，支承摩擦阻力為：
直線移動中 關閉時
開啟時 （4—16）
螺旋移動中
式（4—16）計算結果列于表4—2中。
表4—2 閥桿前后支承軸向摩擦阻力（N）
工作狀況
前支承
后支承
摩擦系數(shù)f
螺旋角β
摩擦阻力
直線移動
關閉
48696.96
17480.96
0.2
0
13235.6
開啟
38917.33
13970.3
0.2
0
10577.50
螺旋運動
38917.3
13970.3
0.2
53.5
8462
閥桿密封摩擦力
由式（4—11）知
直線運動時
螺旋運動時 （4—17）
因此：=1.2×π×40×46×4×0.15=4159.9N
=N
E.閥桿頭部斜面與球閥柱銷間摩擦阻力
關閉
其他狀況 （4—18）
式中： α——斜面傾角，α=6°
——摩擦系數(shù)，=0.15
因此再閥門關閉時：=
其他狀況：
閥桿軸向合力
開啟
旋開
旋關 （4—19）
關閉
式中：開啟
關閉
由式（4—19）計算并考慮（4—14）結果列于
表4—3
工作狀況
導軌槽
閥桿前后支承
閥桿密封
桿頭斜面
液壓力
軸向合力
開啟
255.3
10577.5
4159.9
3721.5
-5024
13434.9
13690.2
旋開
8094.8
8462
3344.5
3721.5
-5024
18598.8
旋關
5313.6
8462
3344.5
3721.5
5024
25865.6
關閉
895.2
13235.6
4159.9
4708.3
5024
27127.8
28023
4.2操作扭矩和手輪選擇
4.2.1操縱扭矩Mc
根據(jù)結構設計，閥桿上選用GTr38×6L—7H左旋梯形螺紋,根據(jù)表4-3已知軸向，可得：
開啟
關閉 （4—20）
式中：——止推軸承內(nèi)徑 =70mm
——止推軸承摩擦系數(shù) =0.003
由于 ，當選用GTr38×6L—7H梯形螺紋
因而：
推薦球閥最大操縱力矩，當DN=125mm，PN=4.0Mpa時，Mc≤750，而計算值=131.64N.M。
4.2.2徑D選擇
D=2Mc/Fc (4—21)
式中：Fc——圓周力，通常Fc≤700N
一般推薦Mc=50～75, Fc=200～300N；Mc=105～140，D=350mm,Fc=300～400N,建議選取D≥300mm
當D=300mm Fc≥
當D=350mm Fc≥
4.3零件設計與計算
4.3.1具有螺旋導軌槽襯套的主要結構尺寸
β角選擇
根據(jù)擺動從動件許用壓力角，考慮到滑動摩擦系數(shù)，其摩擦角，由于的方向與β角坐標方向差90°，因而=90°-≥55-45°，考慮到摩擦角影響，選擇β=53.5°。
作用于導軌槽的正壓力Ns≤[Ns]
[Ns]= (4—22)
式中：——接觸長度 =
——滾子半徑 =11mm
當實際=10mm（滾子寬）用GCr15軸承鋼滲氮淬火許用應力=2300Mpa時
[Ns]=
（4—23）
式中：Z——導軌槽數(shù)，本結構Z=2
——螺旋導軌槽的平均直徑，mm，本結構=55.5mm。
k——受力不均勻系數(shù)，k=0.7～0.8，取k=0.7
因此
如果選用40Cr淬火，HRC=60（HB=653），=2.8HB(Mpa)=1828Mpa，由式（4—22）得：[Ns]=，因此，選用40Cr制造。
螺旋導軌槽高度（或長度）h’
式中：——螺旋導軌槽螺旋部分高
——直線長度（即閥桿頭斜面長），（詳見后面）
因此，
4.3.2球閥銷軸接觸強度
由式（4—18）知：
（4—25）
（選用40Cr）,當斜面寬，銷軸半徑R=9時，由式（4—22）得，而
由式（4—22）推得最大接觸應力，此時為：
，高于7%， 而用GCr15時[]=2300Mpa
略高于0.07%[],故用GCr15。
4.3.3球閥下支承的接觸強度
下支承的襯套1Cr18Ni9Ti，球閥（即球體）材料WCB，其最大接觸應力[5]為（按第11接觸類型）。
（4—26）
式中：——球形半徑曲率 =9mm
——球形的外半徑 =19.938
——襯套軸向曲率半徑 = （直線即圓柱形）
——襯套內(nèi)半徑 =20.031
式中由橢圓方程系數(shù)A/B值查表來確定
（4—27）
由式（4—27）得：，由[5]表4.4—1得，=0.4267，當E=2.1×，代入式（4—26）得：
由于已結構設計出襯套和球體，材料也選定，其加工后硬度估計200HB，≌500M計算出遠大于值，由于處于最大值頻較低（小于10次/分鐘），工作過程中滾動范圍窄，因此滑動磨損和損壞很慢，建議按原方案施用，如果試用中出現(xiàn)過大磨損或壓痕，可以采用以下方案來進一步改善。
（1）襯套1Cr18Ni19Ti進行淬火，提高表面硬度達55HRC，對用材料WCB制造球體下支承表面進行表層鍍硬鉻，硬度達60HRC以上，提高接觸許用應力≌2500Mpa。
（2）更改襯套和球體下支承處的材料和結構，使≤。
4.3.4閥桿主要結構尺寸及其強度和剛度計算
主要結構尺寸選擇
（1）閥桿直徑。根據(jù)GB12234，當DN=125，PN=4.0Mpa，閥桿最小直徑，考慮到閥桿主結構部分形狀復雜，增大斷面積為，故選用=40mm。
（2）梯形螺紋。參考手輪尺寸及閥桿螺母設計，選取Tr38×6LH-7H。
（3）桿頭結構尺寸。根據(jù)JB1743，當DN=125mm，閥桿頭直徑=40mm，扁頭厚度b=30mm(按JB1744)
閥桿銷孔強度校核（圖4—4）
（4—28）
式中：
——銷徑，=14mm
——抗扭斷面系數(shù)
——許用應力，；，=260N/
因此：
閥桿頭部斜面結構尺寸
頭部總長 （4—29）
式中：——螺旋槽部分高（詳見前面），=58.9mm
——斜面高度（長度），，t——斜面高度，t=3mm, =6°，小于等于斜面自瑣最大角4°——6°
因而：
頭部厚度 b=30mm
閥桿頭部彎扭組合強度（旋轉(zhuǎn)開啟或旋轉(zhuǎn)關閉階段）
由圖4—2知彎曲拉應力：
（4—30）
式中：——抗彎斷面系數(shù)，=（近似簡化）
——斜面寬度，
，c=40mm(見圖4—2)
因此：
選用38CrMoALA，=360
(4—31)
式中：——抗彎斷面系數(shù)，=
，，查表=0.22
選用38CrMoALA，=170
由第三強度理論得：
（4—32）
由式（3—30）和（3—31）得：
閥桿頭部剛度和抗彎強度計算（在關閉狀況下）
（1）截面模數(shù)于慣性矩
由于閥桿頭部截面形狀如圖4—5，它是在圓截面基礎上，切去上、下兩個扇形面，沿桿長這兩個扇形面形狀并不對稱。該截面模數(shù)：
圖4—5 閥桿頭部截面形狀
（4—33）
式中：，（見圖4—5）
而： （4—34）
慣性矩： （4—35）
式中：——整圓慣性矩，= （4—36）
——虛線弧段區(qū)慣性矩，’——弧段對自身重心慣性矩
(4—37)
式中：A——虛線弧段區(qū)面積 （4—38）
根據(jù)結構圖閥桿頭部截面得截面模數(shù)與慣性矩主要選取斜面始、終兩點計算，并輔以將閥桿頭部截面作不變矩形計算，并進行比較，根據(jù)式（4—32）和（4—38），當h=30，r=20可得：
扁頭對稱于桿中心位置時（斜面終止點）
扁頭始端位置，只缺一邊扇形（即斜面起始點）。
，，，由式（4—37）直接計算得：
如果按矩形近似計算：
表4—4 閥桿頭部截面力學性能
截面
截面Ⅰ（對稱于桿軸線）
19995.596
1333.04
截面Ⅱ（斜面起始點）
36480.14
2164.74
近似矩形
59512.5
3967.5
力
學
性
能
由表4—4知，可以用矩形近似計算，在本節(jié)中用截面Ⅱ的和W進行計算更接近實際狀況。
（2）抗彎強度
閥桿頭部受力可近似為懸臂受集中負荷，如圖4—6所示，由式（4—18）確定，而計算受力矩離應選擇在閥門完全關閉狀態(tài)下力作用點，距斜面起始點約為=20mm（即大于或等于2/3斜面長度位置），由式（4—30），命c=l得：
（4—39）
式中：——材料許用應力，閥桿材料38CrMoALA，=260Mpa
（3）閥桿頭部剛度計算
按圖3—5所示受力狀態(tài)，在閥桿頭的撓度和變形角度
（4—40）
（4—41）
對于一般傳動軸來說，，在軸承出（弧度）
第5章 工作能力校核
5.1工作壽命
此處工作壽命系指操縱閥桿部件部分，根據(jù)前述計算知，球閥銷軸接觸強度較大，是該部件的薄弱環(huán)節(jié)，它又是閥桿運動關鍵部位，因此壽命取決于它。
通常接觸疲勞極限試驗循環(huán)基數(shù)不應小于次，因此實際材料疲勞循環(huán)次數(shù)為： （5—1）
式中：——接觸疲勞許用極限應力，Mpa
——接觸疲勞許用極限應力時的循環(huán)試驗次數(shù)， 次
——接觸應力，Mpa
m——指數(shù)，m=3
由第三部分四節(jié)2項知：，略高于許用，可以使用，將、代入式（5—1）得：
次
考慮到實際材料硬度可能變化，及沖擊負荷，實際壽命
（5—2）
式中：n——安全系數(shù)（考慮實際材料硬度變化，及負荷變化），取n=4，次
因此預計工作壽命次以上。
5.2實際工作壓力的潛力估計
5.2.1閥體壁厚承壓能力
閥體實際壁厚，按第四強度理論計算
或 （5—3）
式中：——閥體中腔最大內(nèi)徑，mm
P=PN，公稱壓力，Mpa
C——附加量，mm
——材料許用拉應力，Mpa
在本結構中=210mm，=25mm，C=4mm，材料WCB，=87Mpa，由式（5—3）得到：
按壁厚容器公式計算
，其中：
因而： （5—4）
式中：——材料許用應力，Mpa，取和兩者中較小值，通常=4.25，=2.3。材料WCB， 或，選取，由式（5—4）得：
美國計算方法
（5—5）
式中：——公稱通經(jīng)，mm
——壁厚系數(shù)，當PN=2Mpa , =0.3，PN≥5Mpa，=1.0
——許用應力，通常取=118Mpa
——附加裕量，AP1600中，=6.3mm，ANS/B16.34中=6.3mm
當，，=6.3，按美國標準=118Mpa，由式（5—5）得：
當，，=2.5mm，選用WCB，=87Mpa，可得：
由以上計算表明閥體可能承受16Mpa級壓力。
5.2.2閥體與閥蓋連接螺栓
螺栓截荷
（5—6）
式中：b——密封墊片寬度，mm，在本課題中b=15mm
M——密封墊片壓緊系數(shù)，選用石棉XB350，m=2
——接口內(nèi)徑，mm
原結構緊固螺栓承壓能力
緊固螺栓數(shù)為Z，螺栓有效工作面，其承載能力為：
，由式（5—6）知
（5—7）
式中：——抗拉許用強度，Mpa
找閥門設計資料[4]，選用材料40Cr，M16螺栓，=257Mpa（偏于保守），而M16螺栓，=144.1mm，當=205mm時，Z=8由式（5—7）得：
如果要提高緊固螺栓處承載能力，必須增加緊固螺栓數(shù)Z。
按油缸設計推薦方法計算螺栓承載能力
為了增加緊固螺栓數(shù)量Z，提高承壓能力，改進許用應力選擇方法，而采用油缸設計中螺栓強度計算方法，在螺栓處得合成應力為為：
其中拉應力，螺紋處剪應力
負載由式（4—6）確定，因此可得：
（5—8）
式中：K——扭緊螺紋的系數(shù) K=1.25～1.5
——許用應力，Mpa, =，——材料的屈服極限，——安全系數(shù)，=1.2～2.5。
當選用40Cr ，=720Mpa，Z=16，M16螺栓，=144.1mm，取K=1.25，由式（4—8）得：
當螺栓數(shù)Z=16，40Cr，M16螺栓，可增大承載到11.89Mpa壓力。
螺栓在法蘭上布置間距S應為：
（5—9）
式中：——螺栓分布直徑，mm
Z——螺栓數(shù)
——螺栓布置允許最小間距，mm
M16螺栓允許最小間距=38mm,Z=16，=225mm，由式（5—9）得：
螺栓間距與螺栓直徑之比為：
（5—10）
式中：——螺栓公稱直徑，mm
通常為了保證密封性和安裝工藝性，要求PN≤2.5Mpa時，2.7
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