2G1计算书Word文档下载推荐.docx
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2.2.4法兰根部应力修正系数f=1
2.2.5系数G1/G0=9.82/6.5=1.51
2.2.6系数H/H0=H/(BB×
G0)1/2=16.6/(50×
5.5)1/2=1
2.2.7系数K=A/BB=3.3
2.2.8系数U=[K2(1+8.55246lgk)-1]/[1.36136(K2-1)(K-1)]
=[3.32×
(1+8.55246lg3.3)-1]/[1.36136×
(3.32-1)×
(3.3-1)]
=1.879
2.2.9系数Y=[0.66845+5.7169K2lgK/(K2-1)]/(K-1)
=[0.66845+5.7169×
3.32×
lg3.3/(3.32-1)]/(3.3-1)
=1.710
2.2.10系数Z=(3.32+1)/(3.32-1)=1.202
2.2.11系数TT=[K2(1+8.55246lgk)-1]/[(1.04720+1.9448K2)(K-1)]
(1+8.55246×
lg3.3)-1]/[(1.04720+1.9448×
3.32)×
=1.689
2.2.12系数L=[T×
FF(BB×
G0)1/2+1]/TT+T3/[U×
(BB×
G0)1/2/V]
=[16×
0.88×
(52×
5.5)1/2+1]/1.689+163/[1.879×
5.5)1/2/0.41]
=194.42
2.2.13内压力产生的全载荷HH=π×
G2×
P/400=π×
892×
15.3/400=951.35N
2.2.14使用状态下,需要的最小垫片压紧力(HP)
HP=π×
B×
G×
M×
P/50=π×
4.5×
89×
3×
15.3/50=1154.45N
2.2.15使用状态下,需要的最小螺栓载荷Wm1(WM1)
WM1=HH+HP=951.35+1154.45=2105.8N
2.2.16紧固状态下,需要的最小螺栓载荷Wm2(WM2)
WM2=π×
Y=π×
1.710=2150.44N
2.2.17使用状态下,需要的最小螺栓有效截面积Am1(AM1)
AM1=WM1/BQB=2105.8/14.29=147.36mm2
2.2.18紧固状态下,需要的最小螺栓截面积Am2(AM2)
AM2=WM2/BQB=2150.44/14.29=150.49mm2
2.2.19需要的最小螺栓有效截面积(AM),取AM1,AM2中的最大值,即AM=150.49mm2
2.2.20实际使用螺栓总有效截面积AB=BS×
N=230.75×
4=923mm2
2.2.21使用状态螺栓载荷WO=WM1=2105.8N
2.2.22紧固状态螺栓载荷
WG=(AM+AB)×
BQB/2=(150.49+923)×
14.29/2=7670.06N
2.2.23内压力作用于法兰内径截面的载荷
HHD=π×
BB2×
522×
15.3/400=32.94N
2.2.24垫片载荷
HHG=WO-HH=2105.8-951.35=1154.45N
2.2.25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=HH-HHD=951.35-32.94=918.41N
2.2.26螺栓中心至HHD作用点的距离
HD=(C-BB)/2-0.5G1=(125-50)/2-0.5×
9.82=32.59mm
2.2.27螺栓中心至HHG作用点的距离
HG=(C-G)/2=(125-89)/2=18mm
2.2.28螺栓中心至HHT作用点的距离
HT=[(C-BB)/2+HG]/2=[(125-52)/2+18]/2=27.25mm
2.2.29内压力作用于法兰内径截面的弯矩
MD=HHD×
HD=32.94×
32.59=1073.51N.mm
2.2.30垫片载荷所需的弯矩
MMG=HHG×
HG=1154.45×
18=20780.1N.mm
2.2.31HHT产生的弯矩
MT=HHT×
HT=918.41×
27.25=25026.67N.mm
2.2.32使用状态下,作用于法兰的全弯矩
M0=MD+MMG+MT=1073.51+20780.1+25026.67=46880.28N.mm
2.2.33紧固状态下,作用于法兰的弯矩(MG)
MG=WG×
(C-G)/2=7467.81×
(125-89)=268841.2N.mm
2.2.34法兰轴向应力计算内径
当BB<
20×
G1且F1≥1,SS=BB+G0=50+6.5=56.5mm
2.2.35使用状态法兰轴向应力
QH0=F×
MO/(L×
G12×
SS)==1×
46880.28/(194.42×
9.822×
56.5)
=0.044Kgf/mm2≤FQB合格
2.2.36使用状态法兰径向应力
QR0=[1.33T×
FF/(BB×
G0)1/2+1]×
M0/(L×
T2×
BB)
=[1.33×
16×
1/(52×
6.5)1/2+1]×
46880.28/(194.42×
162×
52)
=0.039Kgf/mm2≤FQB合格
2.2.37使用状态法兰周向应力
QT0=Y×
M0/(T2×
BB)-Z×
QR0=1.71×
46880.28/(162×
52)-1.202×
0.039
=5.975Kgf/mm2≤FQB合格
2.2.38使用状态合成应力
Q00=(QH0+QR0)/2=(0.044+0.039)/2=0.0415Kgf/mm2≤FQB合格
Q01=(QH0+QT0)/2=(0.044+5.975)/2=3.01Kgf/mm2≤FQB合格
2.2.39紧固状态法兰轴向应力
QHG=F×
MG/(L×
SS)=1×
268841.2/(194.42×
619.5)
=13.6Kgf/mm2≤1.5FQB合格
2.2.40紧固状态法兰径向应力
QRG=[1.33T×
=[1.33×
0.88/(52×
=1.4Kgf/mm2≤FQB合格
2.2.41紧固状态法兰周向应力
QTG=Y×
MG/(T2×
QRG=11.88Kgf/mm2≤FQB合格
2.2.42紧固状态合成应力
QG0=(QHG+QRG)/2=(13.6+8.71)/2=11.16Kgf/mm2≤FQB合格
QG1=(QHG+QTG)/2=(13.6+6.49)/2=10.05Kgf/mm2≤FQB合格
2.2.43螺栓应力
BOLT=0.0703π×
CLASS×
D2/4AB
=0.0703π×
600×
6482/(4×
27561.36)=505Kgf/cm2≤633Kgf/mm2合格
2.2.44垫片最小有效宽度
N-MIN=AB×
BQB/(2π×
Y)
=27561.36×
17.6/(2π×
631.28×
4.869)≤22合格
3.闸阀力的计算
3.1密封比压计算
3.1.1介质静压力FJ
阀座密封内径d1=48mm阀座密封面宽W=10mm
介质压力按ASMEB16.34-2004取值P=1.6MPa
FJ=[π(d1+w)2×
P]/4=[π(48+10)2×
1.6]/4=2640.74N
3.1.2所需密封力Fm
密封所需比压
q=[(3.5+P)/(0.1×
w)1/2]×
1.4=[(3.5+1.6)/(0.1×
10)1/2]×
1.4=7.14MPa
Fm=π(d1+w)×
w×
q=π(48+10)×
10×
7.14=13003.368N
3.1.2密封面比压Sa
Sa=[(d1+w)2×
P]/(4d1×
w)=[(48+10)2×
1.6]/(4×
48×
10)
=2.8MPa≤250MPa(250MPa为STL.6的许用密封比压)
3.2压紧力Ft计算
3.2.1关闭时闸板上的轴向力F1:
θ:
闸板楔半角θ=50
φ:
密封面摩擦角取u=0.2φ=tg-10.2=11.30°
F1=FJtg(θ+φ)=1815972.7×
tg(2.86660+11.30)=487533.8N
3.2.2介质作用于阀杆的轴向力
阀杆直径d=18mm
F2=(π/4)d2×
P=(π/4)×
182×
1.6=406.944N
3.2.3阀杆与填料的摩擦力F3:
杆与填料摩擦系数u1=0.1;
填料总高h=39mm
Pp:
压套作用于填料的面压力Pp=25MPa
F3=u1πdhPp=0.1×
π×
70×
53.9×
25=29618.1N
Ft=F1+F2+F3=487533.8+39272.8+29618.1=529424.6N
3.3扭矩的计算
3.3.1阀杆与阀杆螺母的摩擦的扭矩T1
阀杆螺纹中径dm=65.616mm,阀杆螺纹导程l=16.93mm
阀杆螺纹升角β=arctg(l/πdm)=arctg[16.93/(π×
65.616)]=4.70°
按《阀门设计》表9-5摩擦系数u2=0.15
摩擦角ρ=arctg(u2)=arctg(0.15)=8.53°
摩擦半径RFM=dM/(2tg(β+ρ))=dm(l+u2πdm)/[2(πdm+u2.l)]
=65.616×
(16.93+0.15×
65.616)/[2×
(π×
65.616+0.15×
16.93)]
=7.525mm
T1=Ft×
RFM/1000=529424.6×
7.52/1000=3984N.m
3.4阀杆强度计算
[σ]:
阀杆许用应力,对ASTMA182F6a即1Cr13阀杆调质200~230HB,根据ASTMA370,σb=650~760MPa,取[σ]=σb/3=217MPa
阀杆螺纹小径ds=61.47mm
阀杆压应力σ=4×
Ft/(π×
ds×
ds)
=4×
529424.6/(π×
61.47×
61.47)=178.5MPa
σmax=0.5×
σ×
(1+sqrt(1+16×
tg(β+ρ)×
tg(β+ρ)))
=0.5×
178.5×
0.195×
0.195))
=202.4MPa≤[σ]合格
4.闸板、阀杆拉断强度计算
4.1阀杆螺纹的拉断力PL(见下图)
螺纹中径dm=65.616mm(见右图)
螺纹小径di=61.47mm
阀杆材料抗拉强度按ASTMA182F6a,200~230HB硬度,
根据ASTMA370,对应的:
σb=650MPa
阀杆平均直径下的截面积Sg
Sg=π/4×
[(dm+di)/2]2
=π/4×
[(65.616+d61.47)/2]2=3165.3mm2
PL=Sg.σb=3165.3×
650=2057445.0N
4.1.1I-I断面的拉断力P
I-I截面的面积SI=3696.9mm2
PI=SI.σb=3696.9×
650=2402985.0N
4.1.2Ⅱ-Ⅱ断面的剪切力τII
Ⅱ截面的剪切面积SII=4620mm2
τII=2×
SII×
0.6×
σb=2×
4620×
650=3603600N
4.1.3I-I截面的安全系数
nI=PI/PL=2402985.0/2057445.0=1.17≥1.1合格
4.1.4Ⅱ-Ⅱ断面的安全系数
nII=τII/PL=3603600/2057445.0=1.94≥1.5合格
4.2闸板的拉断计算(见下图)
闸板头部示意图
截面为2×
“┫”的拉断计算(见下图)
截面为2×
“┫”形的闸板梯形槽示意图
闸板材料抗拉强度,按ASME第Ⅱ卷D(2004版)篇表1A,
闸板材质WCB(20)取σb=485MPa
4.2.1I-I断面的合成力PW
e1=(aH2+bd2)/(2×
(aH+bd))=(170×
55.82+99×
502)/[2×
(170×
55.8+99×
50)]=26.91mm
e2=H-e1=55.8-26.91=28.89mm
h=e1-d=26.91-50=-23.09mm
惯性矩JX=[B.e13/-bh3+a.e23]/3={269×
29.893/[-99×
(-23.09)3+]a.e23}/3=3519937.7mm4
力臂L=(C-A)/4+e2=(85-51)/4+28.89=37.39mm
截面模量wX1=JX/e2=3519937.7/28.89=121839.3mm3
I-I断面的面积SI=bd+aH=99×
50+170×
55.8=14436mm2
PW=2σb/(L/wX1+1/SI)=2×
650/(37.39/121839.3+1/14436)=2578752.3N
4.3Ⅱ-Ⅱ断面的剪应力
Ⅱ-Ⅱ断面的面积SII=(N-M).B=(88-45)×
269=7310mm2
PT=2×
7310×
650=4254420N
4.4I-I断面的安全系数
nI=Pw/PL=2578752.3/2057445=1.36≥1.05合格
4.5Ⅱ-Ⅱ断面的安全系数
nII=Pτ/PL=4254420/2057445=2.17≥1.65合格
5.闸板应力计算
5.1闸板的应力
闸板应力计算示意图
设计压力P=10.21MPa;
通道半径a=232mm;
闸板中轴半径b=150mm;
闸板单板厚h=48mm
泊松比v=0.3
闸板材料应力强度值,根据ASME第Ⅱ卷D篇(2004版)表2A
材质为WCB取Sm=161MPa
5.2简支,内周边固定(垂直方向可移动),沿内周作用分布载荷
A11=1/2×
{(1-v)×
a2/[(1+v)a2+(1-v)b2]}[1-(1+2lna/b)(a2/b2)]
=1/2×
{(1-0.3)×
2322/[(1+0.3)×
2322+(1-0.3)×
1502]}×
{1-[1+2ln(232/150)]×
(2322/1502)}
=-0.77
B11=2b2/[(1+v)a2+(1-v)b2][(1+v)lna/b+1]
=2×
1502/[(1+0.3)×
1502][(1+0.3)×
ln(232/150)+1]
=0.82
σ11=3b2P/4h2{2(1+v)(A11+lna/b-(1-v)(1-B11a2/b2)}
=3×
1502×
10.21/4×
482×
{2×
(1+0.3)×
(-0.77+ln(232/150)-(1-0.3)×
[1-0.82×
(2322/1502)]}
=144.74MPa≤Sm合格
5.3简支,内周边固定(垂直方向可移动),受均布连续载荷
A15=1/4{a2/[(1+v)a2+(1-v)b2]}{(3+v)a2/b2+(1-v)[(4lna/b+3)a2/b2-2]}
=1/4×
{2322/[(1+0.3)×
2322+(1-0.3)×
{(3+0.3)×
2322/1502+(1-0.3)×
[(4×
ln(232/150)+3)×
2322/1502-2]}
=8.05
B15=b2/[(1+v)a2+(1-v)b2]{(3+v)-[(5+v)+4(1+v)lna/b]b2/a2}
=1502/[(1+0.3)×
2322+(1-0.3)×
1502]×
{(3+0.3)-[(5+0.3)+4(1+0.3)×
ln(232/150)]×
1502/2322}
=0.04
σ15=3Pa2/8h2{(3+v)b2/a2+4(1+v)(A15+lna/b)b2/a2-(1-v)(2b2/a2+B15×
a2/b2)}
10.21×
2322/8×
482{(3+0.3)×
1502/2322+4(1+0.3)(8.05+ln(232/150))×
1502/2322-(1-0.3)(2×
1502/2322+0.04×
2322/1502)}
=90.11MPa≤Sm
总计算应力:
σ0=〡σ11〡+〡σ15〡=144.74+90.11=234.85MPa≤1.5Sm
5.4中腹厚t
密封面平均直径C=476mm
t=[sqrt(1.24×
10.21/161)]×
476=66.7mm
故闸板中腹厚取67mm
6.压板与活节螺栓的计算
6.1活节螺栓的计算
压板与活节螺栓计算示意图
填料函直径DS=95.4mm;
阀杆直径ds=70mm,活节螺栓孔距L=220mm
压套作用于填料的面压力取Pp=25MPa
螺栓的许用应力σ1:
按ASME第Ⅱ卷(2004版)材料D篇表3,螺栓材质B7,取σ1=17.6kgf/mm2.
螺栓内径dso={[(Ds2-ds2).Pp]/(2σ1)}1/2={[(95.42-702)×
25]/(2×
17.6)}1/2=17.47mm
故选取1-8活结螺栓.
6.2压板计算
压板外圆D=134mm;
压板内孔直径d1=74mm
压板应力强度值根据ASME第Ⅱ卷D篇(2004版)表2A,
材质为WCB(20),取Sm=161MPa
由高使用压力决定的载荷PY
PY=(π/4)((Ds2-ds2).Pp=(π/4)×
((95.42-702)×
25=82447.8N
压板厚度h={6PY.L/[5(D-d1)Sm]}1/2={6PY×
220/[5×
(134-74)×
161]}1/2=47.5mm
实际厚度为52mm,合格.
6.3销轴计算
销轴剪应力τ=110.4MPa
销轴直径ds=[PY/(π.τ)]1/2=[82447.8/(π×
110.4)]1/2=15.42mm
实际直径为20mm,合格.
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