3.4 阀体法兰设计

3.4.1 法兰螺栓设计

（1）螺栓的布置

法兰径向尺寸LA、LC及螺栓间距的最小值按表3-2选取。

2．表中B组数据适用于图（b）所示的焊制法兰结构。

螺栓最大间距不宜超过的计算值：

式中 —螺栓最大间距，mm；

db —螺栓公称直径，mm。

的最小值见表3-2。

（2）螺栓的载荷

预紧状态下需要的最小螺栓载荷计算如下：

操作状态下需要的最小螺栓载荷计算如下：

式中 F—内压引起的总轴向力，计算如下：

注：对于类似U形管式换热器管板两侧成对法兰的设计中，由于两侧的压力及所用垫片可能不同，因此在螺栓的设计中应兼顾两侧的条件，要求以最大的螺栓载荷进行设计，且对法兰设计力矩应以此为基础进行计算。

（3）螺栓面积

预紧状态下需要的最小螺栓面积计算如下：

　　（3-33）

式中 [σb]—常温下螺栓材料的许用应力，240MPa；

根据式（3-33）可得

操作状态下最小螺栓面积计算如下：

　　（3-34）

式中 —设计温度下螺栓材料的许用应力，MPa，取137MPa；

根据式（3-34）可得：

注：需要的螺栓面积Am取Aa与AP之最大值，Am=3287mm2。

实际螺栓面积Ab应不小于需要的螺栓面积Am。

最小螺栓截面积以螺纹小径及无螺纹部分的最小直径分别计算，取小值。

（4）螺栓设计载荷

预紧状态螺栓设计载荷按式（3-35）计算：

　　（3-35）

根据式（3-35）可得：

操作状态螺栓设计载荷计算如下：

（5）操作情况

由于流体静压力所产生的轴向力促使法兰分开，而法兰螺栓必须克服此种端面载荷，并且在垫片或接触面上必须维持足够的密紧力，以保证密封。此外，螺栓还承受球体与阀座密封圈之间的密封力作用。在操作情况下，螺栓承受的载荷为WP：

　　（3-36）

式中 WP —在操作情况下所需的最小螺栓转矩，N·mm；

F —总的流体静压力，N，；

FP —连接接触面上总的压紧载荷，N，；

DG —载荷作用位置处垫片的直径，mm；

m —垫片有效密封宽度，查表可知；

p —设计压力，4.6MPa；

Q —球体与阀座密封圈之间的密封力，N，Q=6380N。

由阀体内部尺寸可知：

将各项数据代入可得：WP=114869.9N。

（6）预紧螺栓情况

在安装时须将螺栓拧紧而产生初始载荷，使法兰面压紧垫片，此外，螺栓还承受球体与密封圈之间的预紧力。在预紧螺栓时，螺栓承受的载荷为WA。

　　（3-37）

式中 WA —在预紧螺栓时所需的最小螺栓转矩，N·mm；

Y —垫片或法兰接触面上的单位压紧载荷，MPa，上网查资料得Y=15MPa；上网查阅资料可得聚四氟乙烯取其许用应力为8.7MPa；

Q1 —球体与密封圈之间的预紧力，Q1=226.49N。

3.4.2 法兰螺栓拉应力的计算

法兰螺栓的应力按式（3-38）计算求得：

　　（3-38）

式中 σL —法兰螺栓拉应力，MPa；

W —WP和WA两者中的大者，N；

A —螺栓承受应力下实际最小总截面积，mm2；

[σL] —螺栓材料在-162℃下的许用拉应力，MPa。

查表得[σL]=137MPa；则A=7549mm2。

3.4.3 法兰力矩计算

在计算法兰应力时，作用在法兰上的力矩是载荷和它力臂的乘积，力臂决定与螺栓孔中心圆和产生力矩的载荷的相对位置。

作用于法兰的总力矩Mo为：

　　（3-39）

式中 FD —作用在法兰内直径面积上的流体静压轴向力，N；

　　（3-40）

FT —总的流体静压轴向力与作用在法兰内直径面积上的流体静压轴向力之差，N；

　　（3-41）

FG —用于窄面法兰的垫面载荷，；

SD —从螺栓孔中心圆至力F作用位置处的径向距离，mm；

　　（3-42）

S —从螺栓孔中心圆至法兰颈部与法兰背部交点的径向距离，mm；

　　（3-43）

δ1 —法兰颈部大端有效厚度，mm；

ST —从螺栓孔中心至力FT作用位置处的径向距离，mm；

　　（3-44）

SG —从螺栓孔中心至力FG作用位置处的径向距离，mm；

　　（3-45）

DG —垫片压紧力作用中心圆直径，mm；

Db —法兰螺栓孔中心圆直径，mm；

Di —法兰的内直径，mm。

由所设计的球阀阀体可知，Di =150mm，DG =164.6mm，Db =200mm，δ1=10mm，δf =18mm，SG=16mm，S=20mm。则法兰总力矩Mo为：

　　（3-46）

3.4.4 法兰应力计算

（1）法兰的轴线应力δM

　　（3-47）

式中 M0 —作用于法兰的总力矩，；

f —整体式法兰颈部校正系数，f =1；

λ —系数，查表取2.5。

（2）法兰盘的径向应力δR

（3）法兰盘切向应力δT

式中，Y、Z系数查表可知Y=4.64，Z=6.03，则δT=64.94MPa。

3.4.5 法兰的许用应力和强度校核

上述三个应力应满足：

　　（3-48）

　　（3-49）

　　（3-50）

由阀体法兰材料为奥氏体不锈钢，可查得：

经校核，说明应力方面符合要求。

3.4.6 球体的设计和校核

由设计可知，球体的半径是250mm。

球体作为球阀控制的直接动作零件，必须对其进行设计与校核。球体的主要结构特征是球体与阀杆的连接结构，其必须满足所传递的最大转矩同时保证有足够的灵活性，后者是保证工作性能的必要条件。

由于阀杆与球体的接触部分是间隙配合，因此，在接触面上的压力分布是不均匀的，如图3-4所示。由分析可知，计算时可近似地采用挤压长度LZY=0.3amm，而作用力矩的臂长K=0.8amm，则挤压力σZY(MPa)按式（3-51）计算：

　　（3-51）

式中 Mm —球体与阀座密封面之间的摩擦转矩，N·mm；

h —阀杆头部插入球体的深度，h=40mm；

a —阀杆头部的边长，a=100mm；

[σZY] —球体许用挤压应力，[σZY]=122MPa。

故球体强度满足要求。