止回阀设计计算说明书(6”H44H-300Lb)
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二○○二年三月十八日
目录
一、壳体最小壁厚验算 (1)
二、中法兰螺栓强度校核 (1)
三、中法兰强度校核……………………………………………………….. .. 3
四、阀盖强度校核 (6)
五、阀瓣厚度验算 (7)
参考文献
1
一、壳体最小壁厚验算 1、设计给定S B =16mm （参照API600选取） 2、按第四强度理论验算 S B ’= +C(见设P359) 式中：S B ’—考虑腐蚀裕量后阀体壁厚(mm) P —设计压力（MPa ），取公称压力PN P=5.0 MPa D N —阀体中腔最大内径(mm)
D N =190(设计给定) [бL ]t —425℃阀体材料的许用拉应力（MPa ） 查表知 [бL ]t
= 49.98MPa C —考虑铸造偏差，工艺性和介质腐蚀等因素 而附加的裕量（mm ）
S B ’= +C
因S B ’-C=8.64,参照表4-14, C 取4mm
S B ’=8.64+4=12.64mm 显然S B > S B ’，故阀体最小壁厚满足要求 二、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d B =M20 2、栓载荷计算 （1）操作状态下螺栓载荷(N) Wp=F+Fp （见设P368） 式中 Wp —在操作状态下螺栓所受载荷（N ） 设计说明与计算过程 结果
S B =16mm
S B ’=12.64mm
5×190 2.3×49.98-5
2
F —流体静压总轴向力（N ）
F=0.785D G 2P 其中 D G 为垫片压紧力作用中心圆直径(mm) D G =196+12=208mm （设计给定） F=0.785×2082
×5=169811.2N Fp —操作状态下需要的最小垫片压紧力（N ） Fp=2πbD G mP
其中 b=bo （垫片基本密封宽度mm ） b=bo=6mm(设计给定) m 为垫片系数, m=3.0(查表) Fp=2×3.14×6×208×3×5 =117561.6N
Wp=169811.2+117561.6 =287372.8N （2）预紧状态下螺栓所受载荷Wa （N ） Wa=πbD G Y 式中：Y —垫片比压（MPa ） Y=69MPa(查表) Wa=π×6×208×69=270391.6N 3、螺栓面积计算 （1）操作状态下需要的最小螺栓截面积(mm 2) Ap =Wp/[б]t
式中：[б]t —425℃下螺栓材料的许用应力（MPa ） [б]t =137.73（MPa ）(查表) Ap= =2086.5 mm 2
（2）预紧状态下需要的最小螺栓截面积（mm 2） Aa=
设计说明与计算过程 结果
F=169811.2N
Fp=117561.6N
Wp=287372.8N
Wa=270391.6N
Ap=2086.5 mm 2
3
式中：[б]—常温下螺栓材料的许用应力（MPa ） 查表[б] =[б]t =137.73MPa
Aa= =1963.2mm 2
（3）设计时给定的螺栓总截面积 Ab= nd min 2 = ×12×（20-2.5）2=2884.9mm 2
（4）比较： 需要的螺栓总截面积Am=max （Aa ，Ap ） =2086.9 mm 2 显然 Ab>Am 故：螺栓强度校核合格 三、中法兰强度校核 1、法兰力矩计算（见设P369） （1）法兰操作力矩Mp(N ·mm)计算 Mp=F D S D +F T S T +F G S G
式中：F D —作用于法兰内直径截面上的流体静压 轴向力（N ）
F D =0.785Di 2P
其中 Di 为阀体中腔内径（mm ） Di=190（设计给定） F D =0.785×1902×5=141692.5N S D 为螺栓中心至F D 作用位置处的径向距离（mm ） S D =35.5（设计给定） F T —流体静压总轴向力与作用于法兰内径截面上的流体静压轴向力之差（N ）
F T =F-F D =169811.2-141692.5 =28118.7N
设计说明与计算过程
Aa=1963.2mm 2
Ab=2884.9mm 2
Am=2086.9 mm 2
结果
4
S T —螺栓中心至F T 作用位置处的径向距离（mm ） S T =40.5(设计给定)
F G —法兰垫片压紧力（N ） F G =Fp=117561.6N S G —螺栓中心至F G 作用位置处的径向距离
S G =36mm （设计给定） Mp=141692.5×35.5+28118.7×40.5+117561.6×36
=10401108.7 N ·mm （2）法兰预紧力矩Ma （N ·mm ） Ma=F G S G F G =W
其中W 为螺栓的设计载荷（N ） W= [б] = ×137.73=342355.5N Ma=342355.5×36=12324796.6 N ·mm （3）法兰设计力矩Mo(N ·mm)计算 Mo=max(Ma ，Mp )
式中 [б]f t
—425℃下法兰材料的许用应力（MPa ） [б]f t
=82.76MPa （查表） [б]f —常温下法兰材料的许用应力（MPa ） [б]f =120.69MPa （查表）
Ma =12324796.6× = 8451405.8N ·mm
故Mo=Mp=10401108.7
设计说明与计算过程 结果
Mp =10401108.7N ·mm
Ma =12324796.6N ·mm
Mo =10401108.7N ·mm
2884.9+2086.5 2
5
2、法兰应力计算
（1）轴向应力бH （MPa ）计算
бH =
式中 f —整体法兰颈部应力校正系数
f =1(查表)
λ—参数 λ=1.42(查表计算) Di 1—计算直径（mm ） 因f<1，故Di 1=Di+δo=190+16=206mm
бH = =98.5MPa （2）径向应力бR (MPa)计算
бR =
式中 δf —法兰有效厚度（mm ） δf =37（设计给定）
e —系数，e=0.016（查表计算）
бR =
=50.3MPa
（3）切向应力бT(MPa)计算
бT = -ＺбR
式中 Y , Ｚ—系数，查表得Y=3.837 Ｚ=2.059
бT = -2.059×50.3
=49.8MPa
设计说明与计算过程
结果
бH =98.5MPa
бR =50.3MPa
бT =49.8MPa
1×10401108.7 1.42×192
×206
(1.33×37×0.016+1) ×10401108.7 1.42×372
×190 Y Mo δf 2Di 3.837×10401108.7 372×190
6
3、应力校核 法兰应力应满足下列条件 бH =98.5＜1.5[б]f t =1.5×82.76=124.14 бR =50.3＜[б]f t
=82.76 бT =49.8＜[б]f t =82.76 = =74.1＜[б]f t
= =74.4＜[б]f t 故中法兰强度满足要求 四、阀盖强度校核 阀盖法兰计算同阀体,不再重复,下面进行阀盖壁厚计算 δ’= +C(见设P392) 式中：δ’—阀盖计算壁厚(mm) M —碟形阀盖形状系数 M=2.563(查表)
P —设计压力(MPa)，取公称压力PN P=5.0 MPa Di —阀盖内径(mm) D N =190(设计给定) [б]t —425℃阀盖材料的许用应力（MPa ）
查表知 [б]t = 82.76MPa C —考虑铸造偏差，工艺性和介质腐蚀等因素 而附加的裕量（mm ）
δ’= +C 因δ’-C=15,参照表4-14, C 取3mm
设计说明与计算过程 结果
98.5+49.8 2
2.563×5×190 2 ×82.76-0.5×5 98.5+50.3
2
7
δ’ =15+3=18mm 设计给定δ=24mm
显然δ>δ’，故阀盖壁厚设计满足要求 五、阀瓣厚度验算
S B ’= D MP +C(见设P432)
式中：S B ’—阀瓣计算壁厚(mm)
D MP —密封面平均直径(mm) D MP =166（设计给定） K —结构特性系数,K=0.3查表) P —介质工作压力（MPa ）取P=PN=5.0 [бW ]—阀瓣材料许用弯曲应力（MPa ） 查表知 [бW ] = 115.64MPa
C —考虑铸造偏差，工艺性和介质腐蚀等因素 而附加的裕量（mm ）
S B ’= 166 +C
因S B ’-C=19,参照表4-73, C 取3mm
S B ’=19+3=22 设计给定S B =23.5 显然 S B >S B ’ 故阀瓣厚度符合要求
参考文献
《阀门设计手册》 机械工业出版社
《材 料 手 册》 机械工业出版社 《机械零件设计手册》 机械工业出版社
设计说明与计算过程 结果 δ’ =18mm δ=24mm
S B ’=22mm S B =23.5mm。