阀门强度计算
目 录
1. 目的······················································4 2. 适用范围··················································4 3. 计算项目··················································4 4. 中法兰强度计算············································5 5. 闸阀力计算················································17 6. 闸板、阀杆拉断计算········································21 7. 闸板应力计算··············································26 8. 压板、活节螺栓强度计算····································28 9. 截止阀力计算··············································30 10. 止回阀阀瓣、阀盖厚度计算··································34 11. 自紧密封结构计算·········································38 12. 阀体壁厚计算··············································47 附录A 参考资料···············································48
1．目的
为了保证本公司所设计的阀门的统一性和质量。
2．适用范围
本公司所设计的闸阀、截止阀、止回阀。
3．计算项目
● 3．1 闸阀需要计算项目4、5、6、7、8 ● 3．2 截止阀需要计算项目4、8、9 ● 3．3 止回阀需要计算项目4、10 ● 3．4 自紧密封结构设计需要计算项目11
4．中法兰计算
● 4．1适用范围
该说明4.2～４.4适用于圆形中法兰的计算；4.5适用于椭圆形中法兰的计算 ● 4．2输入参数
4．2．1 设计基本参数
4．2．1．1 口径（DN ） 4．2．1．2 压力等级（CLASS ） 4．2．1．3 阀种（TYPE ）
4．2．1．4 设计温度（T0）取常温380C 。
4．2．1．5 设计压力（P ） 按ASME B16.34-2004 P27,P29,P48取值如表1。
4．2．1．6法兰许用应力（FQB ）
按ASME 第Ⅱ卷(2004版) 材料D 篇表1A ，乘以铸件系数0.8
WCB 110.4MPa (11.26Kgf/mm2) (P16第8行)
LCB 102.4MPa (10.45Kgf/mm2) (P10第29行)
CF8M 110.3MPa(11.26Kgf/mm2) (P66第18行)
4．2．1．7螺栓许用应力（BQB ）
按ASME 第Ⅱ卷(2004版) 材料D 篇表3，
B7 17.6 kgf/mm2. (P384第33行) L7M 14.08 kgf/mm2. (P384第31行) B8 17.6 kgf/mm2. (≤3/4) (P390第29行)
14.08 kgf/mm2. (3/4~1) (P390第27行)
13.3 kgf/mm2. (1以上) (P390第23行)
4．2．1．8 垫片密封压力（Y ），按ASME 第Ⅷ卷(2004版) 第一册P298表2-5.1,
如表2。
4．2．1．9 垫片系数（M ） 按表2。
4．2．2法兰基本尺寸（见图4-1）
图4-1 圆形中法兰计算示意图
4．2．2．1 垫片宽度N （N ）。
4．2．2．2 垫片外径（强力垫、缠绕垫）或中径（金属环）D （D ）。 4．2．2．3 壁厚go （GO ）。
4．2．2．4 根部厚g1(G1)，一般斜度取1：5，故G1=G0+H/5 4．2．2．5 斜度高度h(H)。 4．2．2．6 法兰内径B （BB ）。 4．2．2．7 法兰外径A （A ）。 4．2．2．8 螺栓中心距C （C ）。 4．2．2．9 法兰有效厚度过t （T ）。 4．2．2．10 螺栓公称直径d （DD ）。 4．2．2．11 螺栓数量n （NN ）。
4．2．3 法兰形状系数
4．2．3．1 法兰斜度修正系数f （F ）
根据按ASME 第Ⅷ卷第一册(2004版)P304图2-7.6图2查得（F1），F1〈 1时, F=1。
4．2．3．2 一体形法兰计算系数F （FF ）按ASME 第Ⅷ卷第一册(2004版)P302
图2-7.2。
4．2．3．3 一体形法兰计算系数V （V ） 按ASME 第Ⅷ卷第一册(2004版)P302 图2-7.3。
4．3计算说明
4．3．1 考虑腐蚀余量1mm 后的参数调态（法兰计算尺寸）
4．3．1．1 中腔直径B （BB ） BB=BB1+2 4．3．1．2 壁厚g0（G0） G0=G01-1 4．3．1．3 根部厚g1（G1） G1=G11-1
4．3．2 垫片有效宽度（B ） 按ASME 第Ⅷ卷第一册(2004版)P300表2-5.2，如表3。
表3 垫片有效宽度及压紧力作用中心圆直径
4．3．3 垫片压紧力作用中心圆直径（G ） 按表3。
4．3．4 法兰根部应力修正系数f （F ），当F1
4．3．6 使用状态下，需要的最小垫片压紧力（HP ） HP=π×B ×G ×M ×P/50
4．3．7 使用状态下，需要的最小螺栓载荷Wm1(WM1) WM1=HH+HP=π×G ×P ×（G+8BM）/400
4．3．8 紧固状态下，需要的最小螺栓载荷Wm2(WM2) WM2=π×B ×G ×Y
4．3．9 使用状态下，需要的最小螺栓有效截面积Am1(AM1) AM1=WM1/BQB
4．3．10 紧固状态下，需要的最小螺栓截面积Am2(AM2) AM2=WM2/BQB
4．3．11 需要的最小螺栓有效截面积（AM ），取AM1，AM2中的最大值。 4．3．12 系数 g0/g1(G1G0) G1G0=G1/G0
4．3．13 系数 h/h0 (HH0) HH0=H/（BB ×G0）1/2
4．3．14 系数（K ） K=A/BB
4．3．15 系数（U ）
U=[K2（1+8.55246lgk）-1]/ [1.36136(K2-1)(K-1)]
4．3．16 系数（YY ）
YY=[0.66845+5.7169 K2 lgk/ K2-1]/ (K-1)
4．3．17 系数（Z ）
Z= （K 2+1）/(K2-1)
4．3．18 系数（TT ）
TT=[K2（1+8.55246lgk）-1]/ [(1.04720+1.9448 K2) (K-1)]
4．3．19 系数（L ）
L=[T×FF （BB ×G0）1/2+1]/TT+T3/[U×（BB ×G0）1/2/V]
4．3．20 实际使用螺栓总有效截面积Ab(AB) AB=BS×NN
4．3．21 使用状态螺栓载荷（WO ） WO=WM1
4．3．22 紧固状态螺栓载荷Wg(WG) WG=AM+AB×BQB/2
4．3．23 内压力作用于法兰内径截面的载荷（HHD ） HHD=π×BB 2×P/400
4．3．24 垫片载荷（HHG ） HHG=WO-HH
4．3．25 内压力产生的全载荷与内压力作用于法兰内径截面的载荷之差（HHT ） HHT=HH-HHD
4．3．26 螺栓中心至HHD 作用点的距离（HD ） HD=（C-BB ）/2-0.5G1
4．3．27 螺栓中心至HHG 作用点的距离（HG ） HG=（C-G ）/2
4．3．28 螺栓 心至HHT 作用点的距离（HT ） HT=[（C-BB ）/2+HG]/2
4．3．29 内压力作用于法兰内径截面的弯矩（MD ） MD=HHD×HD
4．3．30 垫片载荷所需的弯矩（MMG ） MMG=HHG×HG
4．3．31 HHT 产生的弯矩（MT ） MT=HHT×HT
4．3．32 使用状态下，作用于法兰的全弯矩（MO ） MO=MD+MMG+MT
4．3．33 紧固状态下，作用于法兰的弯矩（MG ） MG=WG×（C-G ）/2
4．3．34 法兰轴向应力计算内径（SS ） 当BB
4．3．35 使用状态法兰轴向应力（QH0）
QH0=F×MO/（L ×G12×SS ）≤1.5FQB 合格
4．3．36 使用状态法兰径向应力（QR0）
QR0=[1.33T×FF/(BB×G0) 1/2+1]×M0/(L×T 2×BB) ≤FQB 合格
4．3．37 使用状态法兰周向应力（QT0）
QT0=YY×M0/（T 2×BB ）-Z ×QR0≤FQB 合格
4．3．38 使用状态合成应力（Q00，Q01） Q00=（QH0+QR0）/2≤FQB 合格 Q01=（QH0+QT0）/2≤FQB 合格
4．3．39 紧固状态法兰轴向应力（QHG ）
QHG=F×MG/（L ×G12×SS ）≤1.5FQB 合格
4．3．40 紧固状态法兰径向应力（QRG ）
QRG=[1.33T×FF/(BB×G0) 1/2+1]×MG/(L×T2×BB) ≤FQB 合格
4．3．41 紧固状态法兰周向应力（QTG ）
QTG=YY×MG/(T2×BB)-Z ×QRG ≤FQB 合格
4．3．42 紧固状态合成应力（QG0，QG1） QG0=（QHG+QRG）/2≤FQB 合格 QG1=（QHG+QTG）/2≤FQB 合格
4．3．43 螺栓应力（B0LT ）
BOLT=0.0703π×CLASS ×D 2/4AB≤633 合格 （公式根据ASME B16.34的6.4.1.1节编写）
4．3．44 垫片最小有效宽度（N-MIN ）
N-MIN=AB×BQB/（2π×G ×Y ）≤N-边缘余量 合格 ● 4．4补充说明
4．4．1本计算书按ASME 第Ⅷ卷第一册P292附录2编写。 4．4．2参数说明时带（）的为计算程序或计算式中用的代号。
● 4．5椭圆形法兰计算(见图4-2)
图4-2 椭圆形中法兰计算示意图
4．5．1 用下式代替3.7中WM1
WM1=K0*P*（R1-2*B）（R2-2*B）
+2*K0*M*P*（（R1-B ）（R2-B ）-（R1-3*B）（R2-3*B））
4．5．1．1 K0=π/4
4．5．1．2 椭圆形垫片长外径R1 4．5．1．3 椭圆形垫片短外径R2 4．5．1．4 垫片有效宽度B 见3.2 4．5．1．5 垫片系数M 见2.1.9 4．5．1．6 设计压力P 见2.1.5 4．5．2 用下式代替3.8中WM2
WM2=K0*（（R1-B ）（R2-B ）-（R1-3*B）（R2-3*B））*Y
4．5．2．1 垫片密封压力Y 见2.1.8 4．5．3 垫片最小宽度
N-MIN=AB*BQB/（4*K0*Y*（R1+R2-4*B））
4．5．4 垫片压紧力作用中心圆直径G G=SQRT（（R1-2*B）（R2-2*B））
4．5．5 其他公式与圆形法兰计算相同
4．5．6 以上公式按JPI-7S-67-96 附录3和ASME 第Ⅷ卷第一册P292附录2编写
5． 闸阀力的计算
● 5．1适用范围
本计算适用于闸阀的计算
● 5．2密封比压计算，按JPI-7S-67-96附录3和《阀门设计》
5．2．1 介质静压力
F J =[π (d 1+w)2×P]/4
F J ：介质作用在密封面上的静压力（N ） d 1：阀座密封内径（mm ）（见右图） W ：阀座密封面宽 (mm) P ：介质压力（MPa ）
5．2．2 所需密封力
Fm=π(d1+w)×w ×q Fm ：所需密封力 (N) q ：密封所需比压 MPa
q=[(3.5+P)/(0.1* w)1/2] ×1.4 （见《球阀设计与选用》P165） w ：密封面宽度(mm)
5．2．3 密封面比压
当F J
Sa=2Fm/（πd 1w ）≤150 MPa (150MPa 为不锈钢的许用密封比压) Sa ：密封面比压 MPa (2)当F J ≥2Fm 时
Sa=[ (d1+w) 2×p]/（4d 1×w ）≤150 MPa (150MPa 为不锈钢的许用密封比压)
5．3压紧力计算
5．3. 1 当F J
F t =F1+F2+F3 F t ：压紧力
F 1：关闭时闸板上的轴向力 N F1=2Fm×tg(θ+υ) θ：闸板楔半角 θ=50
υ：密封面摩擦角 取u=0.2 υ=tg-10.2=11.30° F 2：介质作用于阀杆的轴向力 （N ） F2=（π/4）d 2×p
d ： 阀杆直径 (mm)
F 3：阀杆与填料的摩擦力（N ） F3= u1πdhPp
u 1: 杆与填料摩擦系数 u1=0.1 h: 填料总高 (mm)
Pp:压套作用于填料的面压力 MPa 按JPI-7S-67-96附录3 P41
150、300LB,Pp=20 ； 600LB,Pp=25
900LB, Pp=30 ； 1500LB,Pp=35 ； 2500LB,Pp=40
5．3.2 当F J ≥2Fm 时
F t =F1+F2+F3
F 1 关闭时闸板上的轴向力（W ） F 1= FJ tg(θ+υ)
● 5．4扭矩的计算
5．4．1阀杆与阀杆螺母的摩擦的扭矩
T 1=Ft×R FM /1000 N.m R FM ：摩擦半径
R FM =dM /(2tg(β+ρ))=dm (l+u2πd m )/(2(πd m +u2. l)) mm β：阀杆螺纹升角 β=arctg(l/πd m ) d m ：阀杆螺纹中径 mm l: 阀杆螺纹导程 mm
u 2: 摩擦系数 u2=0.15 ρ: 摩擦角 ρ=arctg(u2)
5．4．2T 2=F t ×f ×[dj /(2*1000)] N.m f ：摩擦系数，按《阀门设计》表 台肩 f=0.06 轴承 f=0.003
d j :台肩（轴承）平均直径 mm (● 5．5手轮上的扭矩
T=T1+T2 （N .m ） ● 5．6手动装置上的扭矩 T=T1 （N.m ） ● 5．7手轮力计算
F w =T/Dw ×1000 (N) F w ：作用在手轮上的力（N ） D w ：手轮外径 (mm)
● 5.8 阀杆强度计算
如果阀杆直径按API600标准选取，可不进行计算，如无标准可查，按下式计算： σmax=0.5*σ*(1+sqrt(1+16*tg(β+ρ)* tg(β+ρ))) ≤[σ] MPa
σ：压应力 σ=4*Ft/（π*ds*ds ） MPa
ds ：阀杆螺纹小径 mm
[σ]：阀杆许用应力，对ASTM A182 F6a即1Cr13阀杆调质200~230HB，根据
ASTM A370，σb =650 ~760MPa
取[σ]=σb /3=217 MPa
6 闸板、阀杆拉断强度计算
● 6．1范围
以下公式适用于闸阀的阀杆计算闸板、阀杆拉断强度计算
P I =S I . σ
b (N)
S I ：I-I 截面的面积 mm 2
6．2．3 Ⅱ-Ⅱ断面的剪切力
τ
II =2×S II×0.6×σb (N)
S II：Ⅱ截面的剪切面积 (mm 2)
6．2．4 I-I 截面的安全系数 n I =P I /P L
n I ≥1.1
6．2．5 Ⅱ-Ⅱ断面的安全系数
n II =τ
II /P L
n II≥1.5
6．3. 闸板的拉断计算 (见图6-2)
图6-2 闸板头部示意图
6．3．1 截面为4*“┌”形的拉断计算 (见图6-3)
图6-3 截面为4*“┌”形的闸板梯形槽示意图
6．3．1．1 I-I 断面的合成力
P W=4σb /(L/w X 1+1/S I) (N)
w X 1：截面模量 （mm 3） w X 1=JX /e1 J X ：惯性矩
J X =[B.e13 /-bh3+a.e23]/3 (mm4) L ：力臂 L=(C-A)/4+e1
e 1=(aH2+bd2)/(2(aH+bd)) e2=H- e1 h= e1-d
其它符号如图示 见图6-3
S I ：I-I 断面的面积 mm 2 S I =bd+aH
σb ：闸板材料抗拉强度，按ASME 第Ⅱ卷D （2004版）篇表1A ， WCB 闸板 σb =485 MPa CA15闸板σb =620 Mpa
LCB 闸板 σb =450 Mpa CF8M 闸板σb =485Mpa
6．3．1．2 Ⅱ-Ⅱ断面的剪应力
P T= 2×S II×0.6×σb S II：Ⅱ-Ⅱ断面的面积 S II=2×（N-M ）.B mm 2
6．3．1．3 I-I 断面的安全系数
n I=P w/P L n I ≥1.2
6．3．1．4 Ⅱ-Ⅱ断面的安全系数
n II=Pτ/P L n II≥1.65
6．3．2 截面为2*“┫”的拉断计算 (见图6-4)
图6-4 截面为2*“┫”形的闸板梯形槽示意图
6．3．2．1 I-I 断面的合成力
P W=2σb /(L/w X 1+1/S I) (N)
w X 1：截面模量 （mm 3） w X 1=JX /e2 J X ：惯性矩
J X =[B.e13 /-bh3+a.e23]/3 (mm4) L ：力臂 L=(C-A)/4+e2
e 1=(aH2+bd2)/(2*(aH+bd)) e 2=H- e1 h= e1-d
其它符号如图示 见图6-4
S I ：I-I 断面的面积 S I =bd+aH mm 2
σb ：闸板材料抗拉强度，按ASME 第Ⅱ卷D （2004版）篇表1A ， WCB 闸板 σb =485 MPa CA15闸板σb =620 Mpa LCB 闸板 σb =450 Mpa CF8M 闸板σb =485Mpa
6．3．2．2 Ⅱ-Ⅱ断面的剪应力
P T= 2×S II×0.6×σb S II：Ⅱ-Ⅱ断面的面积 S II=（N-M ）.B mm 2
6．3．2．3 I-I 断面的安全系数
n I=P w/P L n I ≥1.05
6．3．2．4 Ⅱ-Ⅱ断面的安全系数
n II=Pτ/P L n II≥1.65
6．4 以上公式按《材料力学》上册编写
7．闸板应力计算
● 7．1范围
以下公式适用于闸阀闸板的应力计算 ● 7．2闸板的应力 (见图7-1)
图7-1 闸板应力计算示意图
σ0=〡σ11〡+〡σ15〡≤1.5S m (MPa)
● 7．2．1外周边简支，内周边固定（垂直方向可移动），沿内周作用分布载荷
σ11=3b2p/4h2{2(1+v)(A11+lna/b-(1-v)(1-B11a 2/b2) } ≤S m (MPa) A 11=1/2×{ (1-v)×a 2/[(1+v)a2+(1-v)b2]}[1-(1+2lna/b)(a2/b2)] B 11=2b2/[(1+v)a2+(1-v)b2] [(1+v)lna/b+1]
7．2．2外周边简支，内周边固定（垂直方向可移动），受均布连续载荷。
σ15=3pa 2/8h2{(3+v) b2/a2+4(1+v)( A15+lna/b) b2/a2-(1-v)( 2b2/a2+ B15×a 2/b2)}
≤S m (MP a)
A 15=1/4{a2/[(1+v) a 2+(1-v) b2]}{(3+v)a2/b2+(1-v)[(4lna/b+3) a2/b2-2]} B 15= b2/[(1+v) a 2+(1-v) b2]{(3+v)-[(5+v)+4(1+v)lna/b] b2/a2} P ：设计压力 (MPa) a ：通道半径 (mm) b ：闸板中轴半径 (mm) h ：闸板单板厚 (mm) v ：泊松比 v=0.3
S m =闸板材料应力强度值，根据ASME 第Ⅱ卷D 篇(2004版) 表2A
WCB ：S m =161MPa (P262第37行) CF8M: Sm =138MPa (P306第3行) LCB ：S m =150MPa (P262第24行) 7．2．3 闸板中腹厚
t=[sqrt(1.24*P/ Sm )]*C t：闸板中腹计算厚度 mm C：密封面平均直径 mm
7．2．4 以上公式按日本《核电设备用主要阀门的设计制造》编写
8 压板与活节螺栓的计算 ● 8．1范围
以下公式适用于闸阀、截止阀压板与活节螺栓的计算。
● 8．2
图8-1 压板与活节螺栓计算示意图
d so={[(Ds2-ds 2).Pp]/(2σ1)}1/2 d so：螺栓内径 mm D S：填料函直径 mm ds: 阀杆直径 mm
Pp:压套作用于填料的面压力 MPa
按JPI-7S-67-96附录3 P41
150、300LB,Pp=20 ； 600LB,Pp=25 ；
900LB, Pp=30 ； 1500LB,Pp=35 ； 2500LB,Pp=40 σ1：螺栓的许用应力
按ASME 第Ⅱ卷(2004版) 材料D 篇表3，
B7 17.6 kgf/mm2. (P384第33行) L7M 14.08 kgf/mm2. (P384第31行) B8 17.6 kgf/mm2. (≤3/4) (P390第29行)
14.08 kgf/mm2. (3/4~1) (P390第27行) 13.3 kgf/mm2. (1以上) (P390第23行) ● 8．3 压板计算
h={6P Y .L/[5(D-d 1) σ2]}1/2 h ：压板厚度 mm
P Y ：由高使用压力决定的载荷 Mpa P Y =(π/4)（(Ds2-ds 2).Pp D ：压板外圆 mm d 1：压板内孔直径 mm
σ2：压板应力强度值 根据ASME 第Ⅱ卷D 篇(2004版) 表2A
WCB ：S m =161MPa (P262第37行) CF8M: Sm =138MPa (P306第3行) LCB ：S m =150MPa (P262第24行)
● 8．4 销轴计算
d s = [P Y/(π. τ)] 1/2 (mm) d s ：销轴直径 (mm) τ：销轴剪应力 (MPa)
按ASME 第Ⅱ卷材料D 篇(2004版) 表1A ，对碳钢、F304（1Cr18Ni9Ti ）τ=110.4 Mpa (P142表1A 的注释--通注--C 项:取许用应力值的0.8倍)
● 8．5 以上公式按日本石田公司阀门强度计算规定第9、10节
9 截止阀力计算
● 9．1适用范围
阀该计算适用于截止扭矩计算。 ● 9．2 克服压力负荷的轴向力f1 f1=π/4*d1*d1*p N d1：阀座密封面外径 mm p ：介质压力 MPa
● 9．3 阀座周围密封轴向压紧力 f2 (见右图) f2 = C*π* d1*w*p*sin(α+υ) = 1.98*π*d1*w*p N C ：密封系数 C=3 w ：密封面宽 mm
α：密封面与轴线的夹角α=30︒ υ：密封面摩擦角 μ=0.2时 υ=11.3︒ d1：阀座密封面平均直径 ● 9．4 阀座密封面比压 sa
sa =(f1+f2)/(3.14*d1*w)≤[sa] MPa
[sa] ：许用比压[sa]=250 MPa (250 MPa为合金钢的许用比压) ● 9．5 填料与阀杆的摩擦力
9．5．1 阀杆为升降杆时填料与阀杆的摩擦力f31 f31=u1*π*d*h*pp N
u1：填料与阀杆的摩擦系数 u1=0.1
d ：阀杆外径 mm h ：填料总高 mm
pp ：压套作用填料的面压力 MPa.
9．5．2 阀杆为旋转升降杆时填料与阀杆的摩擦力f32
f32=u1*π*d*h*pp*Sinβ N
9．5．3 阀杆为旋转升降杆时填料与阀杆的摩擦扭矩t4 t4=(0.5*d*u1*d*h*pp*cosβ)/1000 N.m 9．6 关闭时阀门压紧力
9．6．1压紧力ft=ft1
ft1=f1+f2+f31 N
9．6．2杆为旋转升降杆时阀门压紧力ft=ft2
ft2=f1+f2+f32 N
● 9．7 阀杆应力 σmax
σmax =[2*ft/(π*ds*ds)]*(1+k1) ≤[σ] MPa
ft ：阀门总压紧力 N ds ：阀杆内径 mm
k1：系数k1=sqrt（1+（4*tan（β+ρ））2） β：螺纹升角 β =arctan(pi/(π*dm)) pi ：螺距 mm dm ：螺纹中径 mm ρ：螺纹摩擦角 ρ=actan(u2) u2：螺纹摩擦系数 u2=0.15
[σ]：阀杆许用应力，对ASTM A182 F6a即1Cr13阀杆调质200~230HB，根据
ASTM A370，σb =650 MPa
取[σ]=σb /3=217 MPa
● 9．8阀杆扭矩
9．8．1阀杆为旋转升降杆时阀杆总扭矩 t=t6 t6=t1+t4
t1：阀杆轴向力作用在螺纹上的扭矩
t1 =ft1*0.5*dm*tan(β+ρ)/1000 N.m t4：填料与阀杆的摩擦扭矩，见9．5．3
9．8．2阀杆为升降杆时阀杆总扭矩t=t2 t2=t3＋t5
t3：阀杆轴向力作用在螺纹上的扭矩 t3 =ft2*0.5*dm*tan(β+ρ)/1000 N.m
t5：阀杆螺母凸台与阀盖的摩擦扭矩 t5=0.5*dj*u3*f32 N.m
u3：摩擦系数，按《阀门设计》表9-6 台肩 u3=0.06 轴承 u3=0.003
dj :台肩（轴承）平均直径 mm ● 9. 9 手轮力 fw
fw=1000*T /（n*dw） N T ： 阀杆上的总扭矩 N.m
dw ：手轮外径 mm
n ：手轮系数 普通手轮 n=1；冲击手轮 n=3~10
● 9. 10 阀瓣厚度 td (见图9-1)
图9-1 阀瓣计算示意图
td=sqrt（(f1+f2)*(x1+x2)/(4*π*smd)) x1=8*(1+v)*log(a/b) x2=(1-v)*(5-3*b*b/(a*a))
smd ：阀瓣许用应力 smd=160 MPa
a ：1/2阀座内径 mm
b ：1/4阀杆头部最大直径 mm
● 9. 11以上公式按JPI-7S-67-96 附录3；日本石田公司阀门强度计算规 定编写。
10．止回阀阀瓣、阀盖厚度计算 10．1 止回阀阀瓣厚度计算
10．1．1 平板型阀瓣厚度计算(见图10-1) σ=1.2*P*R2/(t-C)2 ≤[σ] MPa P ： 设计压力 MPa
R ：密封面平均半径 mm t ：阀瓣厚度 mm C ：腐蚀余量 mm t ≤20，C=2.54；t>20，C=1 σ：计算应力 MPa [σ]：许用应力 MPa
根据按ASME 第Ⅱ卷(2004版) 材料D 篇表1A ， A105 138MPa (P16第6行) LF2 138MPa (P16第11行)
F316 138MPa (P68第23行)
图10-1平板型阀瓣厚度计算示意图
10．1．2 蝶型阀瓣厚度计算(见图10-2) σ=1.7*P*R/[2*(t-C) ]≤[σ] MPa
P ： 设计压力 MPa
R ：蝶型阀瓣弓型半径 mm
t ：阀瓣厚度 mm C ：腐蚀余量 mm σ：计算应力 MPa [σ]：许用应力 MPa
按ASME 第Ⅱ卷(2004版) 材料D 篇表1A ，乘以铸件系数0.8
WCB 110.4MPa (P16第8行)
LCB 102.4MPa (P10第29行)
CF8M 110.3MPa (P66第18行)
图10-2 蝶型阀瓣厚度计算示意图
10．2 止回阀阀盖厚度计算(见图10-3)
10．2．1 平板型阀盖厚度计算
σ=1.24*P*R2/(t-C)2 ≤[σ] MPa P ： 设计压力 MPa R ： 阀盖承压平均半径 mm t ：阀盖厚度 mm C ：腐蚀余量 mm t ≤20，C=2.54；t>20，C=1 σ：计算应力 MPa [σ]：许用应力 MPa
按ASME 第Ⅱ卷(2004版) 材料D 篇表1A ，
A105 138MPa (P16第6行)
LF2 138MPa (P16第11行)
F316 138MPa (P68第23行)
图10-3平板型阀盖厚度计算示意图
10．2．2 蝶型阀盖厚度计算(见图10-4) σ=k*P*R/[2*(t-C) ]≤[σ] MPa
r ：接合处半径 mm P ： 设计压力 MPa R ：蝶型阀盖弓型半径 mm t ：阀盖厚度 mm C ：腐蚀余量 mm σ：计算应力 MPa [σ]：许用应力 MPa
按ASME 第Ⅱ卷(2004版) 材料D 篇表1A ，乘以铸件系数0.8
WCB 110.4MPa (P16第8行)
LCB 102.4MPa (P10第29行)
CF8M 110.3MPa (P66第18行)
图10-4蝶型阀盖厚度计算示意图
11．自紧密封结构计算
11.1 载荷计算
11.1.1 内压引起的总轴向力
F =
π
4
⨯D C ⨯P (N)
2
式中: D C 密封接触圆直径 (mm) （见图11-1） P —设计压力 (MPa)
11.1.2 预紧螺栓载荷 Fa =π⨯D C ⨯q 1⨯
sin(α+ρ)
(N)
cos ρ
式中: q1—线密封比压 , 取q1=300N/mm α—密封圈半夹角 (度)
ρ —磨擦角 , 钢与钢接触 ρ=8.5 度
图11-2 支承板结构示意图
11.2.1 纵向截面的弯曲应力
σm =
3⨯F a ⨯(D a -D b )
≤0. 9[σ]t (MPa)
π⨯(D 3-D 1-2⨯d k ) ⨯δ2
式中: D a —支承板外径 (mm) D b —螺栓孔中心圆直径 (mm) D 3—支承板凸台内径 (mm) D 1—支承板内径 (mm) d k —螺栓孔直径 (mm) δ—支承板厚度 (mm)
[σ]t —设计温度下元件材料的许用应力 (Mpa)
11.2.2 a-a环向截面的当量应力
22
ο0=ma +3⨯τa ≤09. [σ]t
(1) a-a环向截面的弯曲应力
σma =
3⨯F a ⨯(D a -D b )
(MPa)
π⨯D a ⨯h 2
式中: h—支承板内缘厚度 (mm)
(2) a-a环向截面的切应力
τa =
F a
(MPa)
π⨯D a ⨯h
11.3 四开环计算 (见图11-3)
图11-3 四开环结构图
第 31 页 共38页
11.3.1 四开环切应力
τa =
F +F a
≤09. [σ]t
π⨯a ⨯h
式中: a— 筒体内径 (mm)
b— 四开环内径 (mm)
h — 四开环厚 (mm)
11.3.2 按平板理论计算应力
外周边固定 , 内周边自由 , 受均布连续载荷 , 当 σm a x =(σr ) r =a ≤09. [σ]t
qa 2 σr =f 2
h
b
>0168. 时 a
3r 2a b 22⨯b 2a 2
式中: f ={(3+μ) 2+4(1+μ)(A +ln ) 2-(1-μ)(2+B 2)}
8a r a a r
1a 2
A =-
4(1-μ) a 2+(1+μ) b 2
⎧⎛a 2⎫⎡a ⎤b 2⎫⎨(1-μ) 2+2+⎢(1+3μ) +4(1+μ) ln ⎥2b ⎭⎣b ⎦a ⎭⎝⎩
b 2
B =-
(1-μ) a 2+(1+μ) b 2
⎧⎛b 2a ⎫b 2⎫
⎨(1+μ) 1-42ln +(1-μ) 2⎬
a b ⎭a ⎭⎝⎩
11.3.3 四开环挤压应力
σ¾jY
=q =
F +F a
≤17. [σ]t 22
π(a -b )
11.4 预紧螺栓计算
第 32 页 共38页
σ
=
Fa
≤[σ]t (MPa) 2
0. 785⨯n ⨯d 3
式中: n —螺栓个数
d3—螺栓内径 （mm ）
11.5 填料箱计算 (见图11-4，图11-5)
图11-4 填料箱结构示意图 图11-5 填料箱惯性矩示意图 注：在使用FOXPRO 计算程序时： dlt5=δ d6=D6 h5=h
11.5.1 纵向截面的当量应力 σm =
M
≤09. [σ]t Z
12π
2⎡⎤(D -D ) F +(D -D ) F c c c b a ⎢⎥3⎣⎦
式中: M— 纵向截面的弯矩 M =(N.mm)
Z — 纵向截面的抗弯截面系数 Z =
I c
(mm3) Z c
D b — 预紧螺栓中心圆直径 (mm)
第 33 页 共38页
I c — 纵向截面的惯性矩 (mm4)
Z c — 纵向截面的形心离截面最外端距离 (mm)
11.5.2 a-a 环向截面的当量应力
22
ο0a =σma +3⨯τa ≤09. [σ]t (MPa)
(1) a-a 环向截面的弯曲应力 σma =
6⨯(F +F a ) ⨯L
(MPa)
π⨯D 5⨯l 2⨯sin α
式中: L —弯曲力臂（mm ）
D 5=D 6-l ⨯cos α (mm) l =
h -h 1
(mm) sin α
(2) a-a 环向截面的切应力
F +F a
τa = (MPa)
π⨯D 5⨯l ⨯sin α
11.5.3 b-b 环向截面的当量应力
ο0b =mb 2+3⨯τb 2
≤09. [σ]t (MPa)
(1) b-b 环向截面的弯曲应力
3⨯(F +F a ) ⨯(D c -D 6)
σmb = (MPa)
π⨯D 6⨯h 2
(2) b-b 环向截面的切应力
F +F a
τb = (MPa)
π⨯D 6⨯h
第 34 页 共38页
11.6 筒体顶部计算(见图11-6)
11.6.1 a-a 环向截面的当量应力 ο0a =σa +σma ≤09. [σ]t (MPa)
(1) a-a 环向截面的拉应力
σa =
4⨯(F +F a )
(MPa) 22
π⨯(D 0-D 7)
式中: D 0— 筒体外直径 (mm)
D 7—四开环槽直径 (mm)
(2) a-a 环向截面的弯曲应力
6⨯M max
σma = (MPa)
S 2
式中: S — a-a环向截面厚度 (mm)
M m a —x 作用于 a-a 环向截面单位长度上的最大弯矩 (N.mm/mm)
第 35 页 共38页
M max =max M r +M 3, M r -M 4
{
① M r —由径向载荷Q r 引起的弯矩
q ⎧111⎫M r =r ⎨-e -k 1(cosk 1-sin k 1) +e -k 2(cosk 3-sin k 3)(coskl 1+sin kl 1) +e -k 2(cosk 3)sin kl 1⎬
k ⎩442⎭
12(1-μ2) Q r l 2F +F a
Q r = q r = k = c =22
π⨯D n l 1tg (α+ρ) D n S
k 1=kcl 1 k 2=k (2+c ) l 1 k 3=kl 1+kcl 1
当
D 0D -D 7
D n =D 7+2⨯S 0 ≤145. 时 , S 0=0
D 74
S =
D 0-D 7
2
⎡11⎤
② M 4=M 1⎢-+e -2kl 1(1+sin 2kl 1) ⎥
⎣22⎦
M 1—中性面单位长度的弯矩 M 1=
(F +F a ) ⨯H
(N.mm)
π⨯D n
H =S 0+h
⎡11⎤
③ M 3=M 1⎢+e -2kl 1(1+sin 2kl 1) ⎥
⎣22⎦
11.6.2 b-b 环向截面的当量应力
22
ο0b =mb +3⨯τb ≤09. [σ]t (MPa)
(1) b-b 环向截面的弯曲应力
3⨯(F +F a ) ⨯h
σmb = (MPa)
π⨯D 7⨯l 12
(2) b-b 环向截面的切应力
F +F a
τb = (MPa)
π⨯D 7⨯l 1
第 36 页 共38页
12. 阀体壁厚计算 (见图
图12-1阀体壁厚计算示意图
12.1 阀体通道处壁厚计算
tm1=1.5*pc*d/(2*s-1.2*pc)+c
pc: 压力等级 (class 150,pc=150psi; class 300,pc=300psi) d ： 阀体通道处直径 mm s ： 阀体材料许用应力 s=7000psi c: 腐蚀余量 c=2.54 mm tm ：阀体通道处设计壁厚 mm
12.2 阀体中腔1.1*sqrt(d*tm) 处壁厚计算
t11=1.5*pc*d11/(2*s-1.2*pc)+c
d1：阀体中腔1.1*sqrt(d*tm) 处直径 mm t1：阀体中腔1.1*sqrt(d*tm) 处设计壁厚 mm
以上公式根据ASME B16.34(2004版) 中6.1.2节和附录B 中B.1.3节编写
第 37 页 共38页
附录Ａ 参考资料
ASME 锅炉及压力容器规范，第Ⅷ卷，第一册，2004版，中国《ASME 规范产品》协作网（CACI ）翻译。
ASME 锅炉及压力容器规范，第Ⅱ卷材料，D 篇性能，2004版，中国《ASME 规范产品》协作网（CACI ）翻译。
ASME/ANSI B16.34-2004 VALVES-FLANGED 、THREADED AND WELDING END。 JPI 石油工业用阀门-1997，日本石油学会。 阀门设计，沈阳阀门研究所编。
材料力学，刘鸿文主编，高等教育出版社，1982年第二版。
核电设备用主要阀门的设计制造，姚静，译自日本阀门技术最新文献集。 阀门强度计算规定，日本石田阀门公司编。
机械设计手册，第三版，第1卷，化学工业出版社，1993第3版。 阀门设计手册，杨源泉主编，机械工业出版社，1992年第1版
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