2.2 典型产品设计技术

2.2.1 单座式调节阀设计技术

1.阀体组件装配图（图2-27）

2.设计计算

调节阀作为管道系统的一个重要组成部分，应保证安全可靠地执行管道系统对阀门提出的使用要求。因此，其设计必须满足工作介质的压力、温度、腐蚀性、流体特性以及操作、制造、安装、维修等方面对阀门提出的全部要求。

（1）设计前的准备 设计调节阀前，必须明确给定的技术数据，即“设计输入”，在此基础上方可正确地完成设计。

1）调节阀“设计输入”必须具备以下基本数据：

①阀门的用途或种类。

②介质的流量。

③介质的工作压力及设计压力。

④介质的工作温度及设计温度。

⑤介质的物理、化学性能（腐蚀性、易燃易爆性、毒性、物态等）。

⑥公称通径。

⑦结构长度要求。

⑧与管道的连接形式。

⑨阀门的操作方式（气动、电动、电液、手动等）。

2）在进行调节阀技术设计和图样设计前，应掌握的数据和技术要求如下：

①阀门的流通能力和流体阻力系数。

②阀门的启闭速度和启闭次数。

③驱动装置的能源特性（空气压力、交流电或直流电、电压等）。

④阀门的工作环境及保养条件（是否防爆，是否为热带、寒冷气候条件等）。

⑤外形尺寸的限制。

⑥质量的限制。

⑦抗振要求。

⑧经济性。

（2）阀门设计程序（表2-14）

（3）主要零件设计

1）阀体设计。阀体是阀门的主要组成部分，用于连接管道和实现流体通路，而且可安置阀内件、接触各种介质并承受流体压力，应符合使用压力、温度、冲蚀、腐蚀条件等各方面的要求，并根据工程实践、安装要求决定阀体形状、结构和连接形式。阀体型式、材料是两大要素。

2）阀内件设计。国家标准GB/T 17213.1—2015《工业过程控制阀第1部分：控制阀术语和总则》（等效于IEC 60534-1：2005）对阀内件（valve trim）的定义：阀内接触被控流体的功能部件，如截流件、阀座、套筒、阀杆，以及连接阀杆与截流件的部件等。阀体、阀盖、底法兰和垫圈等不属于阀内件。

阀内件是与流体直接接触的、阀内可拆卸的，具有改变流通截面积和截流件导向等作用的零部件的总称，包括典型截流件的阀芯和阀座，还包括套筒、阀杆以及减噪器、抗空化汽蚀部件、导向件、密封件、固定件等。阀内件的主要功能首先是使流通截面积按一定规则和比例变化，实现流通能力和阀芯/阀杆行程之间的相互关系，其次是保证紧密关闭符合国内和国际标准规定的泄漏率。

阀芯是阀内件中最为关键的部件之一，同时，它是控制阀的可动部件。阀芯与阀座配合使用，可紧密关闭切断流体，可通过改变截流截面积来调节流体通过量，从而达到过程控制的目的。阀芯的形状（或笼式阀的套筒开口形状）决定着控制阀的流量特性，如常见的线性、等百分比特性、快开特性和抛物线特性等。阀芯阀座的尺寸以及阀内流路决定着控制阀的最大流通能力。阀芯阀座的选材及其工艺处理决定着控制阀的应用工况和可靠性。阀芯阀座以及阀内件的设计直接反映了控制阀厂家的技术水平。

3）阀芯设计。为了获得不同的阀门特性，阀芯的结构多种多样，一般分为直行程和角行程两大类。单座式调节阀一般都是顶部导向的直行程调节阀，采用最多的是柱塞型阀芯、V开口型阀芯和套筒型阀芯，以及用于小流量的针形或圆柱铣槽阀芯，还有抗空化汽蚀的多级阀芯和特殊设计阀芯，如图2-28所示。

4）填料设计。控制阀的密封填料由填料函部件和填料组成，用于实现对阀杆运动的动密封，是防止调节阀外泄漏、保证阀杆正常提升以及维持调节阀静态和动态特性所不可忽视的部件。在调节阀运行中所有发生的故障统计中，密封填料泄漏的故障率较高，甚至会造成工艺系统停车或引发环境污染。密封填料的使用由来已久，一些机泵也使用填料作为静、动密封。密封填料部件易于加工、操作简单、价格不高，这使得部分厂商在设计和选用调节阀时对其考虑较少，细节设计不到位。随着流程工业对控制要求和功能安全要求的不断提高，对控制阀环保场合泄漏量的密封性能、动密封的长久性能和延长检维修周期的要求也不断提高，使控制阀密封填料变得重要起来。如何设计出结构合理、安全可靠的密封填料，是国内外多数制造商的研究内容。

5）密封理论。密封填料的设计基于力比较、力平衡原理，应使密封填料的密封力大于被密封的阀内压力（流体介质的压力）的作用力。

根据填料密封时的压力分布理论和各种密封填料的实际工况测试，得出下列公式

式中 p_r——填料的径向压力；

p_o——作用在填料压盖上的压紧力；

K——填料的应力比值；

d₁——阀杆直径；

d₀——填料函孔径；

s——填料长度；

μ₁——填料与阀杆间的动摩擦系数；

μ₂——填料与阀杆间的静摩擦系数。

分析密封压力方程式并结合实际应用可知：

①提高填料函和阀杆的加工粗糙度及表面精度十分重要，尽量不让压紧力p_o过多地衰减，使径向压力p_r能够大于被密封的阀内压力，而光洁度不够会使内摩擦加大，造成径向压力p_r（即密封力）下降和密封性能变差。填料函和阀杆应采用表面抛光工艺来降低表面粗糙度值，并利用滚压技术提高表面硬度。

②合理设定填料函孔径。填料函孔径和阀杆直径的比值d₀/d₁对径向压力有影响，不同的制造商在实际应用中也有不同的相对于阀杆的直径比经验值。

③选择合适的填料长度。填料长度s的值并不是越大越好，s的经验值为1.5倍的阀杆直径。

④要考虑填料的温度特性、变形及磨损，如采用弹簧加载设计来保证密封效果。

⑤根据不同应用，选择不同的填料函结构和填料材料，要有利于使用和维护。

填料的选择主要是考虑填料的工作温度以及密封效果、摩擦力、使用寿命等。对填料的要求如下：

a.有一定的塑性，在压紧力作用下能产生一定的径向力并与阀杆紧密接触。

b.有足够的化学稳定性。不污染介质，不会被介质泡胀，填料中的浸渍剂不会被介质溶解，填料本身不腐蚀密封面。

c.自润滑性能良好，耐磨，摩擦系数小。

d.当阀杆出现少量偏心时，填料应有足够的浮动弹性。

e.制造简单、装填方便。

（4）流量系数（C′_V）计算

式中 ——计算所得流量系数；

A——调节阀处于全开状态时的流通面积（cm²），取流量调节套筒的最大流通面积；

ε——流阻系数（根据设计结构，并参考《实用阀门设计手册》1.6.2节中的阀门流阻系数选取）；

C_V——选取的额定流量系数。

（5）阀门的开启、关闭力计算

式中 F_关——阀门所需关闭力（N）；

F_开——阀门所需开启力（N）；

F_Y——阀座所需密封力（N）；

F_t——不平衡力（N）；

F_f——填料摩擦力（N）；

G——阀芯或（阀芯+阀杆）的重力（N）。

其中

式中 d_g——阀座直径（mm）；

d——阀杆直径（mm）；

p₁——最大关闭压差或最大阀前压力（MPa）；

h——单圈填料高度（mm）；

z——填料圈数；

f——摩擦系数，这里采用石墨填料；

ε——阀座密封系数。

3.强度校核

（1）阀体壁厚的设计与计算 阀体壁厚的计算公式为

式中 t₁——计算得出的壁厚（mm）；

p_c——压力等级额定指数（psi）^㊀；

d——流道最小直径（mm）；

S——应力系数，这里取S=7000psi。

若t＞t₁且t＞t₂，则设计合理。

其中t₂——查ASME B16.34—2017《法兰、螺纹和焊连接的阀门》得到的最小壁厚值（mm）；

t——阀体壁厚实际取值（mm）。

（2）阀体中法兰连接的设计与计算 阀体中法兰连接的设计如图2-29所示，应满足ASME B16.34—2017《法兰、螺纹和焊连接的阀门》的要求。其校核公式为

式中 p_c——压力等级额定指数（psi）；

A_g——由垫片的有效外周边所限定的面积（mm²）；

A_b——螺栓的抗拉应力总有效面积（mm²）；

S_a——螺栓的许用应力（psi），当S＞20000psi时，取S=20000psi。

（3）上阀盖法兰厚度的设计与计算 由ASME B16.34—2017中法兰厚度的计算公式整理得

式中 t_B——上阀盖法兰计算厚度（mm）；

D_DP——垫片平均直径（mm）；

F_LZ——螺栓总计算载荷（N）；

S_G——螺栓中心到垫片压紧力作用中心线的径向距离（mm）；

[σ]——材料许用应力（MPa），查《实用阀门设计手册》；

（4）阀杆强度的设计与计算 强度校核公式为

式中 σ_L——阀杆所受最大轴向应力（MPa），，其中F为阀杆所受最大轴向力（N），取执行机构输出力，A为阀杆最小横截面积（mm²）；

[σ_L]——材料的许用拉应力/推力（MPa），取拉应力和推力中较小者。

2.2.2 双座式（压力平衡式）调节阀设计技术

1.阀体组件装配图（图2-30）

2.设计计算

双座式（压力平衡式）结构主要应用于大口径、高压力的阀门。调节阀工作时，阀前后的压差作用在阀芯上，对阀芯产生一个推力，其大小为压差与阀芯面积的乘积，方向和介质的流向相同。普通（非平衡式）调节阀工作时，作用力完全作用在阀芯上，使阀杆动作需要很大的力。双座式（压力平衡式）调节阀就是采取一些措施将这个作用力减小（抵消）一部分。例如，改变阀芯后的通道，并将部分压力直接引导到阀芯后方来抵消作用力。

阀门开启、关闭力的计算公式为

式中 F_关——阀门所需关闭力（N）；

F_开——阀门所需开启力（N）；

F_Y——阀座所需密封力（N）；

F_t——不平衡力（N）；

F_f——填料摩擦力（N）；

G——阀芯或（阀芯+阀杆）的重力（N）。

其中

式中 d_g1——阀座直径（mm）；

d——阀杆直径（mm）；

p₂——最大阀后压力（MPa）；

h——单圈填料高度（mm）；

z——填料圈数；

f——摩擦系数，这里采用石墨填料；

ε——阀座密封系数。

3.强度校核

双座式调节阀与单座式调节阀的强度校核方法一致，这里从略。

2.2.3 多级降压结构设计技术

多级降压结构示意图如图2-31所示。

采用不同类型的控压元件（图2-32），以多级降压及介质对冲耗能为核心设计理念，设计适用于严酷工况的多级降压阀门系列产品，从结构设计本身来避免因高压降流导致的阀门内件冲蚀、振动及噪声超标等一系列不良现象。

阀体分析计算内容见表2-15。

2.2.4 锁渣阀设计技术

1.阀体组件结构图（图2-33）

2.设计计算

（1）主阀体壁厚计算

1）按《阀门设计手册》中的阀体厚度计算公式，分别计算阀体孔内径、公称内径（即流道孔内径）和阀体壁厚薄弱点（一般为阀体阀座孔处）处的壁厚。

式中 S_B——计算阀体壁厚（mm）；

p——计算压力（MPa），取1.5倍的公称压力；

D_N——阀体内径尺寸（mm），D_N分别取阀体孔内径、公称内径（即流道孔内径）和阀体壁厚薄弱点的内径（一般为阀座孔内径）计算三处壁厚；

［σ_L］——材料的许用拉应力（MPa）；

C——考虑铸造偏差、工艺性和介质腐蚀等因素而附加的余量，C=5～10。

2）按ASME B16.34—2017《法兰、螺纹和焊连接的阀门》和GB/T 12224—2015《钢制阀门一般要求》查标准最小壁厚t_m。

3）设计取值。根据计算值和标准最小壁厚，同时考虑增加加强筋（增加阀体整体结构的稳定性）的情况来确定设计值。

（2）副阀体壁厚计算

1）按《阀门设计手册》中的阀体厚度计算公式［式（2-45）］，分别计算公称内径（即流道孔内径）和阀体壁厚薄弱点（一般为阀体阀座孔处）处的壁厚。

式中，阀体内径尺寸D_N分别取公称内径（即流道孔内径）和阀体壁厚薄弱点的内径（一般为阀座孔内径）计算两处壁厚。其他参数的计算同主阀体壁厚的计算。

2）按ASME B16.34—2017《法兰、螺纹和焊连接的阀门》和GB/T 12224—2015《钢制阀门一般要求》查标准最小壁厚t_m。

3）设计取值。根据计算值和标准最小壁厚，同时参考增加加强筋（增加阀体整体结构的稳定性）的情况来确定设计值。

（3）密封比压计算 密封副的设计与计算简图如图2-34所示。

根据《阀门设计手册》，为保证有效密封，必须满足

式中 q_m——密封面上必须达到的密封比压（MPa）；

q——密封面上的计算密封比压（MPa）；

[q]——材料的许用密封比压（MPa）。

其中

式中 b_m——密封面宽度（mm）；

p——设计压力（MPa），取公称压力；

式中 D_JH——密封阀座外径（mm）；

D_MN——阀座密封面内径（mm）；

D_MW——阀座密封面外径（mm）；

R——球体半径（mm）；

h——密封面带轴向宽度（mm），h=L₁-L₂；（其中，L₁为阀座密封面外径到轴心的距离（mm）；L₂为阀座密封面内径到轴心的距离（mm）。）

φ——密封面中线与流道的夹角；

（4）扭矩的计算 硬密封球阀的扭矩为球阀的总摩擦力矩，由弹簧预紧力产生的密封副摩擦力矩M_QG1、介质工作压力产生的摩擦力矩M_QG2、填料与主轴摩擦力矩M_FT1、止推垫片与主轴摩擦力矩M_FT2、轴承的摩擦力矩M_ZC组成，即

式中 D_JH——密封阀座外径（mm）；

D_MN——阀座密封面内径（mm）；

D_MW——阀座密封面外径（mm）；

R——球体半径（mm）；

φ——密封面中线与流道的夹角；

q_M——密封面上的最小密封比压（MPa），q_M≥2MPa；

f_M——密封面摩擦系数，f_M=0.2；

P——设计压力（MPa），取公称压力；

f₁——填料与主轴摩擦系数，f₁=0.15；

d₁——填料处的主轴直径（mm）；

Z——填料数量；

h_t——单个填料高度（mm）；

D_t——止推垫片受力面外径（mm）；

ψ——止推垫与主轴摩擦系数（mm）；

d_QJ1——上轴承配合处轴径（mm）；

d_QJ2——下轴承配合处轴径（mm）；

f_z——轴承摩擦系数，f_z=0.15。

3.强度校核

（1）轴的强度校核 依据《阀门设计手册》中球阀阀杆的强度验算公式来校核轴的强度。

轴截面的抗扭强度为

式中 τ——轴截面的计算抗扭强度（MPa）；

M——计算扭矩（N·mm），取1.5倍的阀门计算扭矩；

W₁——轴截面抗扭截面系数（mm³），W₁= πd³/16，d为轴直径（mm）；

［τ_N］——轴材料的许用扭应力（MPa）。

（2）轴的键槽截面和轴方截面的强度校核 依据《阀门设计手册》，轴在键槽截面和轴方截面处强度最弱，因此，应在键槽截面和轴方截面处进行强度校核。

1）轴的键槽截面抗扭强度校核。轴的键槽截面抗扭强度为

式中 τ——轴截面的计算抗扭强度（MPa）；

M——计算扭矩（N·mm），取1.5倍的阀门计算扭矩；

W₃——轴键槽截面抗扭截面系数（mm³），，其中d为轴直径（mm），b为键槽宽度（mm），t为键槽深度（mm）；

［τ_N］——轴材料的许用扭应力（MPa）。

2）轴的轴方截面抗扭强度的校核。轴的轴方截面抗扭强度为

式中 τ——轴截面的计算抗扭强度（MPa）；

M——计算扭矩（N·mm），取1.5倍的阀门计算扭矩；

W₁——抗扭截面系数（mm³），，b为轴方宽度（mm）。

（3）圆柱销连接的强度校核 按《机械设计手册》中圆柱销的抗剪强度计算公式，圆柱销的抗剪强度τ≤［τ］。计算公式为

式中 τ——销的计算抗剪强度（MPa）；

M——计算扭矩（N·m），取1.5倍的阀门计算扭矩；

d——轴直径（mm）；

d₀——销直径（mm）；

n——圆柱销数量。

（4）螺栓连接的强度校核

1）按ASME B16.34—2017《法兰、螺纹和焊连接的阀门》校核上、下阀盖和阀体的螺栓连接强度。

式中 p_c——压力额定值磅级数；

A_g——由垫片的有效周边所限定的面积（mm²），，D_p为垫片的外径（mm）；

A_b——螺栓总抗拉应力有效面积（mm²），A_b=ZF₁，Z为螺栓数量；

F₁——单个螺栓的有效面积（mm²）；

K₁——计算常数（MPa），K₁=65.26MPa；

S_a——螺栓在38℃时的许用应力(MPa)，S_a=137.9MPa。

2）按ASME B16.34—2017《法兰、螺纹和焊连接的阀门》校核主、副阀体的螺栓连接强度。

式中 K₂——计算常数，K₂=50.76MPa。

其他参数的含义同式（2-59）。

2.2.5 三偏心蝶阀设计技术

1.阀体组件结构图

以法兰式结构为例，三偏心蝶阀的基本结构如图2-35所示。

2.设计计算

（1）阀体壁厚

1）确定方法。阀体壁厚有多种计算方法，如采用标准数据或者按公式计算。壁厚相关标准有美国标准ASME B16.34—2017《法兰、螺纹和焊连接的阀门》和我国国家标准GB/T 12224—2015《钢制阀门一般要求》。阀体壁厚的设计计算采用《阀门设计手册》中的计算公式，得到的是理论计算壁厚，在实际取值时通常需要根据设计工况增加安全系数。

2）计算步骤。根据ASME B16.34—2017或GB/T 12224—2015，按内径和压力等级查最小壁厚表；或者按阀体最大内径和压力等级选用对应的计算公式。

《阀门设计手册》规定：对于蝶阀阀体这种圆筒型阀体，低压和中压阀门一般采用薄壁阀体公式计算，高压阀门则采用厚壁阀体公式计算。

①薄壁阀体公式。按第四强度理论计算，即

式中 p_c——计算压力（MPa），取阀体设计压力；

D_i——阀体中腔最大内径（mm）；

C——考虑铸造偏差、工艺性和介质腐蚀等因素而附加的余量，C=4；

［σ_L］——材料的许用拉应力（MPa）。

②厚壁阀体公式。按厚壁容器公式计算，即

其中，［σ］取R_eL/2.3和R_m/2.5中的较小值。

（2）阀板厚度计算 蝶阀阀板是承压件，按GB 150.3—2011《压力容器 第3部分：设计》中的公式计算其厚度。按压力等级和毛坯形式不同，蝶阀阀板通常有两种结构，即平板式和龟背式，分别按圆形平盖和受内压球冠形封头来计算。

实际阀板厚度的取值应兼顾材料的高温力学性能、阀板结构等，如果在结构中增加了加强筋，则不再增加安全系数。

1）平板式结构。按压力容器圆形平盖计算，即

式中 D——平盖直径（mm），取阀板直径；

p_c——计算压力（MPa），取设计压力；

［σ_t］——设计温度下的材料许用应力（MPa）；

φ——焊接系数，φ=1；

K——结构特征系数，K=0.27。

2）龟背式结构。按受内压球冠形封头公式计算，即

式中 D——封头直径（mm），取阀板内球面直径。

其他参数的含义同式（2-63）。

（3）扭矩计算 三偏心蝶阀常用于切断，因此，蝶阀开启时的力矩最大。开启力矩由开启瞬间密封面间的摩擦力矩M_m、阀杆两侧轴套的摩擦力矩M_ZT、填料的摩擦力矩M_T和不平衡力矩M_P组成，其中

式中 D——阀板直径（mm）；

b_m——密封面宽度（mm）；

q_mf——密封比压（MPa），

d_T——单圈填料深度（mm）；

Z——填料圈数；

μ_T——阀杆与填料间的摩擦系数，μ_T=0.1；

f——摩擦系数，f=0.15；

R——密封面摩擦半径（mm），；

h——第一偏心矩（mm）；

p₁——关闭压差（MPa），取设计压力；

d——轴直径（mm）；

μ——轴套摩擦系数，μ=0.1；

Δh——第二偏心距（mm）。