无摩擦球阀设计(毕业论文+全套CAD图纸)(答辩通过)

下载文档就送全套 CAD 图纸，扣扣 414951605 学习好资料，毕设专用，答辩优秀 西南科技大学 毕业设计（论文） 题目名称：无摩擦球阀设计 年 级： 2004 级 本科 专科 学生学号： 20045666 学生姓名：李红忠 指导教师：张晓勇 学生单位：制造科学与工程学院 技术职称：讲师 学生专业：机械设计制造及其自动化 教师单位：后勤管理处 西 南 科 技 大 学 教 务 处 制 西南科技大学本科生毕业设计（论文） I 无摩擦球阀设计 摘要 ： 该设计是为了改善传统球阀的缺点而做的，传统球阀的缺点是摩擦大、使用寿命短、密封性能不好。此设计可以根据流体冲蚀磨损、腐蚀程度和工作压力来调整密封比压。轨道式无摩擦球阀是一种新型的球阀，它利用阀杆头部的斜面凸轮与导轨套螺旋槽的配合来实现球阀的无摩擦开启、关闭和金属密封的新型阀门； 所以设计中的关键问题是要避免产生摩擦，密封要紧，最终达到高效率、高质量、耐用性等要求。本论文研究对轨道式无摩擦球阀的运动和动力分析方法，完成了球阀启闭运动轨迹、球体运动空间以及主要零部件的受力分析设计。该球阀具有启闭无磨损，关闭时压 力可调节和启闭省力的优点；克服了普通球阀因密封比压大而使密封面容易磨损的缺点，延长了球阀的使用寿命。 关键词： 无摩擦；球阀；轨道式；凸轮 西南科技大学本科生毕业设计（论文） II Design of Non-Friction Ball Valve Abstract: The design is to improve the shortcomings of traditional ball valve , and the shortcomings of traditional ball valve is friction, short life, sealing performance bad. According to this designs fluid erosion, corrosion and pressure then the pressure was adjust sealed .Orbit Non-Friction Ball Valve is a new type of valve and realizes non-friction switching and metal pressurization of the valve by cam mechanism.This paper researches the design of Orbit Non-Fraction Ball Valves move and the analysis of dynamically. The paper puts forward the kinetic analysis method of Orbit Non-Fraction Ball Valve, analysising the track and motion space of the conglobulation for switching etc, and bring forward rule of its configuration design, designing its assembling body and main parts. This valve has a series of advantage, such as non-fr iction, the adjusting of pressure and laborsaving when it switches .Its pressurization is different from the usual whose pressurization is easy to destroy, which overcome the fault of the usual valves. So it has a longer life-span. KeyWords: Orbit, Non-Friction, Ball Valve, Cam 西南科技大学本科生毕业设计（论文） III 目录 第 1 章 引言 . 1 1.1 课题来源 . 1 1.2 选题目的和意义 . 1 1.3 球阀的发展趋势 . 2 1.4 本文研究的主要内容 . 2 第 2 章 主要结构参数 . 4 2.1.轨道式无摩擦 球阀技术要求 . 4 2.1.1 技术参数 . 4 2.1.2 技术要求 . 4 2.1.3 型号及其含义 . 4 2.2 主要结构尺寸 . 4 2.2.1 球体直径 . 4 2.2.2 密封面宽度及压紧比压 . 5 2.2.3 密封比压 q . 6 2.2.4球阀结构长度及连接法兰尺寸 . 6 第 3 章 运动轨迹设计 . 7 3.1 球阀启闭运动轨迹 . 7 3.1.1 滚动启闭 . 7 3.1.2球阀摆动 . 7 3.1.3凸轮的轮廓 . 8 3.2 球阀下支承外形 . 10 3.2.1 滚动柱面与倒角半径 . 10 3.2.2倒角中心点位置 . 11 3.3.3滚动空间 . 12 第 4 章 结构设计和计算 . 13 4.1 阀杆机构受力状况 . 13 4.1.1 球阀受力状况 . 13 4.1.2 阀杆支承反力与支承结构型式选择 . 14 4.1.3摩擦阻力扭矩 . 16 4.1.4阀杆 承受的轴向力 . 18 4.2 操作扭矩和手轮选择 . 21 4.2.1操纵扭矩 Mc . 21 4.2.2 径 D选择 . 22 4.3 零件设计与计算 . 22 4.3.1具有螺旋导轨槽衬套的主要结构尺寸 . 22 4.3.2 球阀销轴接触强度 . 23 4.3.3 球阀下支承的接触强度 . 24 第 5 章 工作能力校核 . 31 西南科技大学本科生毕业设计（论文） IV 5.1 工作寿命 . 31 5.2 实际工作压力的潜力估计 . 31 5.2.1 阀体壁厚承压能力 . 31 5.2.2 阀体与阀盖连接螺栓 . 33 5.2.3 阀盖连接法兰 承载能力 . 35 5.2.4 阀杆头部承载能力 . 37 5.3 寿命和实际工作潜力估计 . 38 5.3.1 寿命估计 . 38 5.3.2 承压能力估计 . 39 结 论 . 40 致 谢 . 41 参考文献 . 42 西南科技大学本科生毕业设计（论文） V 西南科技大学本科生毕业设计（论文） VI 西南科技大学本科生毕业设计（论文） VII 西南科技大学本科生毕业设计（论文） 1 第 1 章 引言 1.1 课题来源 阀门是一种量大面广的通用机械产品，国民经济各部门所需要的阀门数量很大，应用范围也非常广泛。输送流体介质离不开管路，而控制介质流动则离不开阀门。凡是需要对流动介质进行控制的地方，都必须安装阀门，阀门可比喻为“管路的咽喉”。 球阀 是本世纪 50 年代问世的一种阀门，在半个世纪的时间里，球阀已发展成为一种主要的阀类 。球阀经过半个世纪的发展已经有了很大的改进 和发展，广泛应用于 能源、石油、化工、冶金等领域，起着截流、控制等作用。 传统的球阀具有以下特点： 1） 流体 阻力小 。 2） 密封性能 较 好 。 3） 球阀通道平整光滑，不易沉积介质 。 4）结构简单。 传统球阀明显的缺点： 1）阀的开启和关闭摩擦很大。 2）摩擦大引起密封材料的磨损，使球阀的密封性能下降。 3）阀的使用寿命不长。 4）大型的球阀开启和关闭比较费力 因此设计一种无摩擦的球阀即可以改变传统球阀摩擦大的缺点，使球阀更耐用和可靠。该毕业设计旨在减小传统球阀的摩擦，适当补偿磨损，提高球阀的使用寿命和密封性能。 在 石油化工领域 、大型煤液化工程关键设备、冶金部门、 “ 南水北调 ” 工程、 西气东输工程、 环保工程等 球 阀市场需 求很大。 通过对阀门市场的调查分析，在 “ 十一 五 ” 中，阀门需求量的总体趋势为上升趋势，阀门这个量大面广的产品，其需求量在稳定中增长。其中球 阀的市场需求占阀门试产需求的 15.5%，是各类阀门中需求最多的。由此可见，球阀在我国有着巨大的市场潜力。 1.2 选题目的和意义 1）通过本设计掌握机械新型设计的方法，以及更深入掌握机械原理，机构综合的知识 。 2）过本设计掌握机械结构设计的方法，更深入掌握机械设计，材料选择等知识。 3） 会查阅和收集资料，学会使用手册及图表资料。 4）培养创新设计的思维，为今后工作打下坚实的基础。 西南科技大学本科生毕业设计（论文） 2 5） 通过调查研究国内外在这方面的发展情况 ,明确我国制造业现状，学习国内外的先进制造技术。 1.3 球阀的发展趋势 球阀，是一种以球体作为关闭件的阀门，它起源于本世纪 50 年代。早在 19世纪80 年代美国就开始设计球阀，但是由于当时缺乏合适的材料，限制了球阀的发展，使它未成为一种正式工业产品。直到本世纪 50 年代，聚四氟乙烯等弹性密封材料的出现才使球阀的产生与发展出现了转机；同时，也由于机床工业的发展，使球体加工技术提高， 能够实现球体所要求的尺寸精度和表面粗糙度。 目前，球体最大公称直径已达到 3050mm，这是美国 Escher Wyss 公司为田纳西州的一个泵站所提供的 4 台球阀，用作透平机出口的切断阀，设计压力为 4.8Mpa。球阀的最高工作压力已达到 72Mpa，其相应温度高达 1000 C。 球阀不仅在一般工业管道得到了广泛应用，而且在核工业、宇航工业的液氧和液氢输送管线上普遍采用。 全塑料球阀近年来发展较快。其特点是：耐腐蚀、总量轻、成本底。在水道、化学管道上应用越来越广。德国一家阀门公司已制造出通径为 6的塑料球阀；美国一家 阀门公司制成一种含氟塑料球阀，它具有高强度、优良的耐温与耐腐蚀性能，适应温度为 250 C。 大口径输油（或天然气）管线是球阀应用的一个重要方面。公称通径范围： 6001400mm，工作压力通常为： 8.0Mpa。为了确保安全，一些制造厂商按管线球阀的使用特点和他所受外界自然条件的影响，进行抗地震的弯曲实验、防止火灾蔓延的实验、耐气候条件的综合实验、紧急切断实验等。 为了适应高温工况的需求，近年来还发展了高温球阀，它的阀座材料不再是聚四氟乙烯，而是金属、石墨或碳素纤维等。 一些特殊用途的特殊结构球阀在不断涌现 。，降低了切换阀的流阻并减小了如在我国一国防科研的实验系统上采用了自行研制的三通半球阀扭矩。 我们可以预料今后几年球阀将在以下几个方面得到更大的发展： a) 密封面材料 聚四氟乙烯作为球阀密封面材料已有 30 年历史，但它必定还会在生产工艺、物理性能（主要是克服冷流性、提高耐压性）、耐温性能方面进一步改善，以提高球阀的性能和适用范围。耐高温、耐磨、耐腐蚀的低摩擦的金属或非金属材料将会不断研制出来。 b) 新型球阀结构将会不断涌现 其目的主要在于提高寿命、密封可靠性和改善加工工艺性。比如本设计的轨道式。 c) 全塑料球阀将会有 很大发展 在新型塑料的应用、结构与注塑工艺性等方面的发展将会使塑料球阀的通径、适用工作温度与压力范围进一步扩大。 d) 长输管线球阀会在遥控、自控、工作可靠性、寿命等诸方面得到提高，它们的需求量也会增加。 1.4 本文研究的主要内容 无摩擦球阀在国外研究较早，现在技术基本成熟；国内虽也有单位进行过研究并投入了生产，但明显落后于国外，国内需求还依赖于进口，技术还不够成熟，有西南科技大学本科生毕业设计（论文） 3 待于进一步完善其技术，更广泛的投入生产。无摩擦球阀有很广的国内外市场，特别是我国西气东输工程中应用甚广。 本文详细阐述了“无摩擦球阀的原理研究 及结构设计”，讨论了实现轨道（即轨道式球阀运动功能）的设计实现，以及 CAD 软件的应用过程，主要包括以下几个方面的内容： 1) 详细分析了运动原理。该设计是通过阀杆头部的斜面凸轮和和螺旋导轨槽的配合来实现球阀的启闭运动。 2) 详细讨论了运动轨迹的设计。通过数学方法和数据计算详细说明了球阀启闭的运动轨迹，如图 2-1 所示。 3) 在认识了运动原理和运动轨迹设计后，利用 CAD 软件绘制工程图 西南科技大学本科生毕业设计（论文） 4 第 2 章 主要结构参数 2.1.轨道式无摩擦球阀技术要求 2.1.1 技术参数 公称通径 DN=125mm 公称压力 PN=4.0Mpa 适用温度 -29 121 C 适用介质 石油及制品、天然气、氧气、其他气体 2.1.2 技术要求 阀门的开启关闭动作： （ 1） 操作机构带动阀杆上升，使球体沿通道轴线位移 0.2 0.5mm 脱离阀座； （ 2） 阀杆继续上升并同时旋转，带动球体绕阀杆轴线旋转 90角度，阀门开启； （ 3） 运行过程中球体只是沿通道轴线位移和绕阀杆轴线旋转； （ 4） 关闭与开启动作相反。 阀门作用：（ 1）切断介质；（ 2）调节流量。 阀门操纵、手动（仿 ORBIT 阀门操纵原理） 2.1.3 型号及其含义 125 Q 4 I Y 40 2.2 主要结构尺寸 2.2.1 球体直径 球体半径 R=(0.8 0.95)d 公称直径 法兰连接 浮动直通式 阀座密封材料，硬制合金类 球阀公称压力 kg/ 2cm 类型、球阀 西南科技大学本科生毕业设计（论文） 5 式中 d 球体通道孔径；根据 GB12237， DN=125 钢制球阀阀体的最小流道直径，当 PN=4.0Mpa 时（不缩径）直径 123，因此选择确定 d=125mm.。 R=(0.78 0.95)d=98.4 116.8mm 根据 JB1744,当 DN=125,球径 D=2R= 16.0200 ,即 R=100mm。 图 2 1 球体通道孔径 2.2.2 密封面宽度及压紧比压 密封宽度 R 根据图 1 1所示，球面接触外点半径 R R = 22 SR 即 R = 22 78100 =70.42mm 密封面在垂直于流体流动方向上投影宽度 b b=R -2db=70.42-62.5=7.92mm 压紧比压bq，bq= bcpam式中： p 压力 Mpa， m 常数，常温液体， m=1；常温汽油、煤油、空气、蒸气及高于 100 C液体， m=1.4；氢、氮及其它密封要求高的 m=1.8， a、 c 与密封面有关系数，详见表 1。 西南科技大学本科生毕业设计（论文） 6 表 1 a、 c 系数 表面材料 钢、硬质合金 硬聚氯乙烯，铝及铝合金，尼龙，聚四氧乙烯 黄铜青铜铸铁 中硬橡胶 软橡胶 a 3.5 1.8 3.0 0.4 0.3 c 1 0.9 1.0 0.6 0.4 73.392.7 45.34.1 bq Mpa 此值与通用机械研究所推荐值相近，查有关表格 Mpaqb 10（或 7.5Mpa） ,表面粗糙度 4.02.0 Ra ，（ Ra 0.2 刚性密封面）。 2.2.3 密封比压 q pdD dDq )(4 )( 式中： D =2R ,P=PN=4.0Mpa M p aq 7.160.4)12582.140(4 12542.702 阀座 1Cr18Ni9Ti 140 170HB q=150Mpa 或 =40Mpa 因此 qqqb 2.2.4 球阀结构长度及连接法兰尺寸 球阀的结构长度 根据 GB12221 89， DN=125mm, M p aPNLL 4400381 ，长短,选取 L=400mm. 连接法兰尺寸 根据 GB9113.5， PN=4.0Mpa,DN=125,选择凸面整体钢制法兰，外径 270，密封面直径 184，厚度 26，螺纹 M24， 8个，孔 26。 西南科技大学本科生毕业设计（论文） 7 第 3 章 运动轨迹设计 3.1 球阀启闭运动轨迹 3.1.1 滚动启闭 图 2 1所示运动轨迹简图，表明球阀绕自身形心 O 顺时针方向转动0角，并且沿水平方向以1O点作瞬心，沿滚动支承面作移动0h，实现球阀向阀口关闭，反之，则开启，因此： 000 180360 RDh （ 3 1） 式中： D 球阀外径， D=2R， mm R 球阀半径， mm 0 球阀自转角度，度 0h 球阀形心 O点水平位移， mm 在本项设计中，0h=0.5mm， R=100mm，由式（ 3 1）知 h/0= 度 /744.1180100180 mmR 由于0h=0.5mm，因此实际转角0为： 0= 0h/1.744=0.287 3.1.2 球阀摆动 具有倾角的平面凸轮（斜面）沿 Y 轴向下移动 s 距离，而两圆柱中心 B和 C 以 1O 为瞬心，沿 X 轴向平移和沿顺时针方向转动0角，该两中心沿 X轴向位移量 h为： h=s tan =0（ R+OB ）180（ 3 2） 式中： 222 2/lOOOB 在本项设计中： 2OO =87mm, 2/l =24mm。 因此， mmOB 25.902487 22 由式（ 2 2）可得： h=0.1051 s=0h+1.574 0=3.3180（ 3 3） 当0h=0.5mm, 0=0.358 时： h=0.952mm,或 s=9.068mm。 西南科技大学本科生毕业设计（论文） 8 3.1.3 凸轮的轮廓 该平面的凸轮机构是以双斜面与圆柱面接触原理工作，当凸轮机构的一边（例如右侧）是直线型斜面，则在另一侧就不一定是一个平行于右侧的斜面（指左侧工作面），因此要计算出在 s不同值时， A 点（也是 A ）和 D 点（也是 D 点）的坐标位置，以右侧为直线，求左侧轮廓位置。 当 s=0，如图所示状况，即2y=0，当圆柱半径 r=9， = A点 cos1151 rxsin1 ry D点 c o s1154 rx （ 3 4） sin4 ry 在图示状况下（本项目中 l=48mm） 232232 )()( yyxxl （ 3 5） 当 s= | 2y 值时 sstgx 1 0 5 1.015151 sin21 ryy （ 3 6） c os1 0 5 1.015c os12 rsrxx 西南科技大学本科生毕业设计（论文） 9 图 2 1 球阀启闭运动轨迹计算简图 O 球心形心 1O 滚动瞬心 1OO=R(球阀半径 ) 0 球阀滚动角 斜导轨斜角 滚柱与导轨接触点 A、 D与 CD连线的夹角，随导轨位移而变化 S 导轨沿 Y 轴方向移动量（向下为正） S=-Y 0h 球阀形心水平移动量 h 导轨 在 X轴向增量 COOBOO 1212r 滚动半径 11,YX A点坐标 22,YX B点坐标 33,YX C点坐标 44,YX D点坐标 L A 与 D 之间垂距（沿斜面） A 西南科技大学本科生毕业设计（论文） 10 s ins in23 lslyy c o sc o s1 0 5 1.015c o s23 lrslxx s ins ins in34 rlsryy c o sc o s1 0 5 1.015c o s34 lrsxx （ 3 7） rlrlL 2)c o s (2c o s （ 3 8） 在本项设计中，平面凸轮最高升高 hh 3max 4mm,由式（ 3 3）和（ 3 8）得： maxh=4mm m a x 4 38t a n 6s m m 2 0 5.13 1 9.3 4m a x0 mmL 8 3 1 6.2918)2 0 5 2.16co s (48m a x h=2mm s=19.029mm 603.00L=29mm h=1mm s=9.514mm 751.00L=29.769mm h=0 s=0 00 L=29.737mm 由 L值可见，平面凸轮下窄上宽，角度变化范围约在： tan =m a x 0m a x 02 9 . 8 3 1 6 2 9 . 7 3 7 0 . 0 0 2 4 8 938LLSS ， =0 .1 4 2 6 8 .5 5 6 （斜度在左侧变小） 当凸轮右侧面是斜平面时，左侧应为一曲面，由于曲面曲率变化小，在结构设计中可用一个近似斜平面，角度略小于右侧面角来实现。 3.2 球阀下支承外形 3.2.1 滚动柱面与倒角半径 根据球阀启闭采用滚动启闭原理，下支承结构外形要适 应这一要求，实现无滑动滚动。图 3 2所示下支承结构外形简图，图中表示支承外圆 R（即与球阀外径同），它与倒角圆角 r 的接点 a的位置应远离球阀滚动时用于支承的 R柱面区。 西南科技大学本科生毕业设计（论文） 11 图 3 2 球阀下支撑点外形 当倒角半径为 1r ，轴承内孔直径为 Bd ，经倒角半径为 1r 起点 b 与球阀形心连线与 y 轴夹角近似为： m a x11 3)2/(s in R rd B （ 3 9） 在本 设计中： Bd =40mm， 1r =9mm， R=100mm，因而： 6156.33277.6100 )920(s in m a x1 3.2.2 倒角中心点位置 点 a位置应为（aa yx、） )cos1( RyasinRxa （ 3 10） 倒角中心点 b位置： 12 rdx B cos1ryy a (3 11) 在本项设计中： mmya 5 9 9 5.0)277.6c o s1(100 西南科技大学本科生毕业设计（论文） 12 mmxa 9 3 3 5.102 7 7.6s in1 0 0 mmx 119240 mmy 5 4 5 5.9227.6c o s95 9 9 5.0 3.3.3 滚动空间 要求以 O 点为瞬心， OC 为半径能作无滑动的滚动，此时 OC 点长度和 OC 与 X轴夹角关系为： 22 )2/( Bdy 1ta n /2Byd （ 3 12） 当球阀转动0角后， C点在 X轴上投影cl为： cl= cos( ) （ 3 13） 根据cl大小来确定尺寸 Bd 配合间隙。 在本项设计中： mm1 6 1.22205 4 5 5.9 22 ， 1 9 . 5 4 5 5t a n 2 5 . 5 1 420 ， cl= 2 2 . 1 6 1 c o s ( 2 5 . 5 1 4 1 . 2 0 5 ) 2 0 . 1 9 2 mm 。 在滚动中要求右边增大半径 0.192mm，而左边滚动中出现空隙，此时cl=cos( ) = 2 2 . 1 6 1 c o s ( 2 5 . 5 1 4 1 . 2 0 5 ) 1 9 . 7 9 4 mm,空隙为 0.206mm,考虑左、右状况，理论上还有空隙 0.014mm,因此选择 优先配合 )142.0080.0(940d ，支承轴承孔)0062.0(940 H 。 西南科技大学本科生毕业设计（论文） 13 第 4 章 结构 设计和计算 4.1 阀杆机构受力状况 4.1.1 球阀受力状况 球阀受力状况可以简化为图 4 1所示状态，图中： pDFD 24 （ 4 1） 式中： D=PN=125mm P=PN=4Mpa NFD 5.4906241254 2 LaFR DA LBFR DB (4 2) 式中： a、 b 与 L 见图 4 1中尺寸。 图 4 1 球阀受力状况简图 因此： NRA 2 49 4 71 77905.4 90 6 2 NRB 5.2 41 1 51 77875.4 90 6 2 球阀密封压力bq所需压紧力SR轴向总推力SF，参考式（ 4 2）可得： 西南科技大学本科生毕业设计（论文） 14 )(4 22 dDF S （ 4 3） LaFR SSA LbFR SSB （ 4 4） 本设计中： Mpaqb 73.3， mmD 84.140 ,d=125mm NF S 1232973.3)12584.140(4 22 NR SA 6 2 6 91 7 7901 2 3 2 9 NR SB 60601778712329 合力AOR和BOR当流体正向流动时，由于bqq，因此 AOR= AR BOR= BR （ 4 5） 当流体反向流动时（密封时），要保持密封面bq值，因此球阀上受倒阀杆作用力引起支反合力： AOR= AR +SARBOR= BR +SBR（ 4 6） 在本设计中：AOR=24947+6269=31216N BOR=24115.5+6060=30175.5N 在后面分析中应用 AR 与 BR ，在强度计算时将考虑SAR和SBR。 4.1.2 阀杆支承反力与支承结构型式选择 方案 1：前支承导向型（即无后支承）图 4 2是方案 1 的力系平衡图，由图可得： 0M 2()23A O rlC R F l ， 而 rF= 12 2 4llqq，因而 26 ()2 AOlq c Rl 0F MA FR 西南科技大学本科生毕业设计（论文） 15 图 4 2 前支承导向受力图 因此：1 16 4m AOF cq q Rl l l 2 16 2m AOF cq q Rl l l 1q 区间 lclclllclclcl 36 4622646461 2q 区间 lclclllclcl36262362262 （ 4 7） 西南科技大学本科生毕业设计（论文） 16 AOr RlclcllqF 36 )46(4121 2111 AOr RlclcllqF 36 )26(4121 2222 （ 4 8）因此： NFr 5 6 5 7 33 1 2 1 61 1 73406)1 1 74406(1 1 74 1 21 NFr 4.5 4 6 8 75.3 0 1 7 51173406)1174406(1174 1 22 方案 2：前后支承导向型 图 4 3是方案 2 受力状况图，由图可知： 图 4 3 前后支承导向受力图 2AO rR d F e 21 rAOr FRF （ 4 9） 因此，当 2rF = 98 3 1 2 1 6 1 7 4 8 0 . 9 6175 N 1rF = 3 1 2 1 6 1 7 4 8 0 . 9 6 4 8 6 9 6 . 9 6N 比较两个结构方案，方案 2 受力状况较好，在结构设计上又允许设计后支承，因此选用方案 2（只考虑 AR 时，） 1 3 8 9 1 7 .3rF ， 2 1 3 9 7 0 .3rF 4.1.3 摩擦阻力扭矩 阀杆支承摩擦阻力扭矩rfM西南科技大学本科生毕业设计（论文） 17 rfM= 0012c o s ( ) c o s22r f r rddF F F f (4 10) 式中： rfF= 12rrFF 导轨槽螺旋角， =53.5 f 摩擦系数， f=0.15 0.25（润滑不良），取 f=0.2 0d 阀杆直径，0d=40mm 因此：rfM= （ 38917.3+13970.3） 0.2 595.0240 =125872.5 N mm 密封摩阻扭矩mMmM= c o s22.1c o s2 000 dZ h p fddF mm（ 4 11） 式中：mF=mZhpfd 02.1 Z 山形密封件数， h 密封件长度，在具体结构中： Zh=2 6+10 3.4=46mm 第一层件数 中间层件数 mf 摩擦系数，对于尼龙mf=0.15 MpaPNp 0.4 因此：mM=1.2 40 46 4 0.15240 0.595=49502.5N mm 球阀下支承点摩阻扭矩BfMBfM 2BBB dfR （ 4 12） 式中： Bd 下支承点轴径， Bd =40mm， Bf 摩阻系数， Bf =0.15 因此： 5.7234624015.05.24115 BfMN mm 导轨槽产生扭矩SM与摩阻扭矩fMSM fM=Bfmrf MMM （ 4 13） 西南科技大学本科生毕业设计（论文） 18 因此：SM fM=125872.5+49502.5+72346.5=247721.5N mm 4.1.4 阀杆承受的轴向力 导轨槽承受轴向力SF（反作用阀杆上） 在螺旋槽部分 SF )(2rmftgd M （ 4 14a） 式中： )(21 nwm ddd ，导槽平均直径，wd 导槽外径，wd=70mm,，nd 导槽内径，nd=41mm, md mm5.55)4170(21 导槽螺旋升角， =53.5（左旋） r 导槽与导轮摩擦角，当 1.0Tf ， r =5.71，在式（ 3 14）中，当开启时取“ -”，关闭时取“ +” 在直槽部分 1aoSmT FmFFRfR（ 4 14b） 式中： aoF 除导槽以外的轴向合力，详见式（ 4 19）。 mR=md/2 FmR 阀杆梯形螺纹摩擦半径，FmR )(2 LLFp tgd ，关闭用“ +”，开启时用“ -”，当选用 Tr38 6L 7H梯形螺纹，螺纹螺旋角 L =334 ，当螺纹摩擦系数 25.0Lf 时， L =142 ，梯形螺纹平均直径 mmd FP 5.34 。 由式（ 4 14b）可得在本设计中： 开启时 FmR=2.68 mm； SF=0.0190 aoKF关闭时 FmR=4.60 mm； SF=0.0330 aoGF由式（ 4 14）计算结果列于表 4 1 中。 西南科技大学本科生毕业设计（论文） 19 表 4-1 导轨槽承受轴向力 工作状况 fM TmdaoF导向中轴向力 区域 SF SF 开启 斜槽 247721.5 53.5 5.7 55.5 8094.8 直槽 0 55.5 13434.9 255.3 关闭 斜槽 247721.5 53.5 5.7 55.5 5313.6 直槽 0 55.5 27127.8 895.2 图 4-4 导轨槽承受力图 液压推力 PF PF pd 204 （ 4 15） 式中： p=PN=4.0Mpa 因此： PF N5 0 2 44404 2 阀杆前后支承摩擦阻力 由式（ 4 9）和（ 4 10）知，支承摩擦阻力为： 直线移动中 关闭时 fFFFrrrf )( 21 开启时 fFFFrrrf )( 21 （ 4 16） 螺旋移动中 s in)( 21 fFFF rrrf式（ 4 16）计算结果列于表 4 2中。 西南科技大学本科生毕业设计（论文） 20 表 4 2 阀杆前后支承轴向摩擦阻力（ N） 工作状况 前支承 后支承 摩擦系数 f 螺旋角 摩擦阻力 1rF1rF2rF 1rFrfF rfFrfF直线移动 关闭 48696.96 17480.96 0.2 0 13235.6 开启 38917.33 13970.3 0.2 0 10577.50 螺旋运动 38917.3 13970.3 0.2 53.5 8462 阀杆密封摩擦力mF由式（ 4 11）知 直线运动时 mF mZhpfd 02.1 螺旋运动时 mF s in2.1 0 mZhpfd（ 4 17） 因此：mF=1.2 40 46 4 0.15=4159.9N mF = mF 5.3 3 4 48 0 4.09.4 1 5 9s in N E.阀杆头部斜面与球阀柱销间摩擦阻力 hhh fNF 关闭 hN cos/AOR其他状况 / c o shANR （ 4 18） 式中： 斜面倾角， =6 hf 摩擦系数，hf=0.15 因此再阀门关闭时：hF= 31216 0 . 1 5 4 7 0 8 . 3c o s 6 N其他状况： 24974 0 . 1 5 3 7 2 1 . 5c o s 6hFN 阀杆轴向合力aoF西南科技大学本科生毕业设计（论文） 21 开启 PhmrfSao FFFFFF 1旋开 PhmrfSao FFFFFF 2旋关 PhmrfSao FFFFFF 3（ 4 19） 关闭 PhmrfSao FFFFFF 4式中：开启 aoKF FFFF hmrf 关闭 aoGF Phmrf FFFF 由式（ 4 19）计算并考虑（ 4 14）结果列于 表 4 3 工作状况 导轨槽 阀杆前后支承 阀杆密封 杆头斜面 液压力 轴向合力 SFSFrfF rfFrfFmF mFhF hFpF aoFaoF 开启 255.3 10577.5 4159.9 3721.5 -5024 13434.9 13690.2 旋开 8094.8 8462 3344.5 3721.5 -5024 18598.8 旋关 5313.6 8462 3344.5 3721.5 5024 25865.6 关闭 895.2 13235.6 4159.9 4708.3 5024 27127.8 28023 4.2 操作扭矩和手轮选择 4.2.1 操纵扭矩 Mc 根据结构设计，阀杆上选用 GTr38 6L 7H 左旋梯形螺纹 ,根据表 4-3