基于控制燃气压力的调压器设计

基于控制燃气压力的调压器设计 第章绪论1.1课题的背景和意义（1）课题的背景 众说周知, 随着我国燃气事业的发展，燃气调压器已经广泛使用于各个领域。调压器是稳定供气压力的重要设备，因而对其动态特性研究具有实际意义。随着人类社会的进步、经济活动的增强，能源紧张和环境污染问题日益明显。在这样的大形势下，发展以天然气为主要气种的燃气事业的重要地位越来越突出，我国己将天然气的开发和利用作为世纪初能源结构优化和石油工业产业升级的重点，随着西气东输工程的实施，连同开发海上石油天然气和利用。国外天然气，我国即将形成天然气的全国性系统。天然气将从西部、东北和海上源源不断地一直输送到经济较发达的东部及沿海地区。目前我国已经建立起了相当规模的燃气输配管网，燃气管网在整个燃气工程中起着承上启下的作用，连接着气源和用户，构成整个燃气系统的技术框架。在长输管线和城市外环网，采用较高压力级制的燃气管道：城市市区内燃气输配管网采用较低压力级制的管道。无论采用哪种形式的燃气系统，保证供气压力稳定都是安全供应燃气最重要的指标之一。调压器是燃气输配系统中的关键设备，是安全供气的重要保障。当调压器的入口压力变化，或其出口用气量变化时，调压器能自动地控制出口压力，使之符合给定的压力值，并在规定的允许稳压精度范围内变化。但是在实际运行中，管网会产生各种各样的扰动，这些扰动会影响调压器的稳定性造成其出口压力的波动。如果出口压力波动幅度较大，响应过程较长，超过调压器后燃气表和用气设备的耐压极限，可能导致火灾、中毒和其它事故，引起设备燃烧不正常，使用气设备的热效率降低，引起过多的不完全燃烧，致使燃烧产物中出现过多的一氧化碳等有害气体甚至造成断火、脱火、爆炸、中毒等事故。（2）课题的意义目前，世界上一些发达国家的调压器生产厂家有自己的专利和实验条件。而我国燃气调压器正面临着需求量大、设计制造研究少的局面，这与正在飞速发展的我国以及世界燃气大形势是极不相称的。加强燃气调压器的设计工作，对于发展我国燃气事业，节省投资，有着非常重要的意义. 稳定性能好的调压器在受到外界压力、流量扰动时能迅速地将出口压力稳定在允许的范围内。应用于大型输配气管网及CNG、LNG燃气汽车发动机的调压器稳定性要求更高。加强燃气调压器的设计工作有利于我国燃气事业的发展。燃气调压器的国内外研究现状国内外对调压器的静态性能特性研究得较多，目前的调压器生产商提供的说明书中都附有调压器的静态特性曲线。这就要求我们加快研究速度使国内外快速接轨。1.2燃气设备国内外现状我国的燃气事业起步较西方发达国家晚，国内的很多燃气设备公司都是与国外公司合作，采用国外的调压器主体，根据国内用户的要求装配成套设备，对于调压器动态特性的研究比较少。但是，国内在航空航天领域中对流体传动系统的减压阀做的研究为本课题提供了一定的参考价值。因为减压阀在原理上和燃气调压器具有一定的相似性，都是压力较高的气体经过节流变成低压。当气源压力、执行机构的负载或是下游流量发生变化的时候，都要求调节设备具有自动保持出口压力稳定在某个范围内的能力。 国外的调压器的研发主要集中在几个大型的企业，主要有美国的费希尔（FISHER），意大利的塔塔里尼（TARTARINI），法国的斯伦贝谢（SCHILUMBERGER），此外法国燃气公司（GASDEFNCE）对燃气调压器的动态特性作了大量的研究工作。（）早在七十年代，美国的Lee飘FZ和BonnerJA就对气体调压器进行了动态分析和仿真，他们先用实验测试估计了一些主要参数以确保物理模型的精度，将一种调压器在一定的安装条件和运行条件下进行测试。同时他们进行了数字仿真，但由于当时计算机发展水平的限制，他们对模型进行了大量的线性化处理。（）九十年代美国Fisher控制研究所的Earned，Wiiiiam H重点研究了引起调压器不稳定特性的诸多因素。他的研究成果重点不在用数学方法描述调压站的自动控制系统，而是根据实际设计、运行经验，分析了引起燃气输配系统中导致调压器出口压力波动的因素。（）北京航天动力研究所通过建立减压阀充填过程动态数学模型，进行非线性仿真计算，得出减压阀中各腔压力响应特性，进而用过渡时间及超调量分析减压阀的稳定性。（）法国燃气公司对燃气调压器进行动态模拟仿真。他们的研究中将调压器及其前后的管段、元件看作一个大的系统，然后分成若干各个子系统分别建立模型。系统中的控制命令有：上游气体压力和温度，辅助调压器的弹簧设定，以及下游的阀门开度。研究中将整个调压器模型看成一个复杂的各个模型的有机综合：包括主调压器、辅助调压器、腔室、阀门等。然后运用软件ALLANSimulation进行计算。最终改善调压器的控制过程，即定义一个运行工况使得调压器在某个扰动下可以将出口压力维持在足够小的稳压精度范围内。1.3燃气调压器简介 燃气调压器是液化石油气安全燃烧的一个重要部件，连通在钢瓶和炉具之间调压器不仅能把瓶内的高压石油气变为低压石油气（从980MPa降至100MPa左右），还能把低压气，稳定在适合炉具安全燃烧的压强范围内即做到经它输出的石油气，在炉具火孔处的气压，随地随时地比外界大气压值大2940Pa左右，因此实际上调压器是一种自动稳压装置人们习惯地把它称为减压器，是只注意到了它降压的功能，而忽视了它稳压的本领调压器整个设计之巧妙精细，正是表现在它的稳压本领方面.下图是调压器的结构图，它主要由手轮、进气管、上阀盖、下阀盖、橡皮膜、进气喷嘴、阀垫、一个小杠杆、出气管等零部件组成调压器中间是一块圆形的橡皮膜，它把调压器分为上下两个气室上气室内有一弹簧，上端连着调节螺盖，下端连着橡皮膜在上阀盖边沿处有一个直径为0.8mm的小孔，使上气室与外界相通，此孔形象地称为呼吸孔下气室中有一个精黄铜制成的杠杆，总长为5cm左右，转动性能非常灵敏杠杆右端与橡皮膜中心连接在一起，左端粘着阀垫，紧扣在进气喷嘴上，对喷出的高压石油气产生阻尼作用此杠杆左右两端离支点距离为左短右长，是不等臂杠杆其表现特点为：对杠杆右端作用力的微小变化，势必使杠杆左端的作用力产生一个较大的变化在原理上讲，实现了对力的放大；在效果上讲，增加了对高压气的阻尼作用 燃气调压器工作原理图 ：1.4. 燃气调压器的性能要求及相关标准性能要求由于设计生产条件的制约，燃气调压器即使是在稳定工况下工作也会偏离设定值，在动态过渡过程中当负荷流量或进口压力发生变化时出口压力也会发生波动，这是不可避免的情况。设计制造调压器时应尽量满足以下性能要求：（）定压精度高。要求调压器输出压力波动小，即当输入压力、输出流量等因素发生变化时，其输出压力的静态偏差要足够小。（）动态稳定性好。当调压器的输入压力、输出流量等因素产生突变时，调压器必须保持动态稳定性。响应时间要短，灵敏度要高，出口压力波动幅度要小。（）调压器的过流范围要大，能适应各种流量的工况。（）调压器在较大输入压力范围下，能保持输出压力的稳定。相关标准国内外的有关调压器的标准对其性能参数做出了相关的规定，相关的标准有国标的CJ2742008城镇燃气调压器.城镇燃气调压器规定了城镇燃气（人工煤气、天然气、液化石油气和液化石油气混空气等）输配系统用的燃气调压器（以下简称调压器）的术语和定义、分类和标记、结构与材料、技术要求、试验方法、检验规则、标志、标签、使用说明书以及包装、运输、储存等。1.5 本章小结本章介绍了课题的背景，简要介绍了调压器的种类和结构、相关标准、国内外研究现状。第2章 燃气调压器的方案选择通常调压器分为直接作用式和间接作用式两种。直接作用式调压器依靠敏感元件（薄膜）所感受的出口压力的变化，移动调节阀门进行调节，敏感元件就是传动装置的受力元件。间接作用式调压器乎，燃气出口压力的变化使操纵机构（例如指挥器）动作，接通外部驱动装置使调节阀门移动。间接作用式的敏感元件和传动装置的受力元件是分开的。2.1直接作用式调压器1 直接作用式调压器工作原理图 图1直接作用式调压器（如上图1），该调压器中调压弹簧作用的力直接作用在皮膜上,通过调节弹簧的压缩长度来调节出口压力。皮膜上腔是调压弹簧，下腔气压来自调压器出口端气压（P2），弹簧的作用力是通过下腔气压（P2）来平衡的,当用户用气量增大时，出口压力下降，同时皮膜下腔内压力降低，由于调压弹簧的作用，皮膜向下移动，并通过阀杆带动阀瓣向下移动，使调压器阀口开度增大，出口压力增加，平衡弹簧的作用力，从而保证用气。当出口用气量减小时，其作用与上述过程相反；当出口停止用气时，阀瓣还处于打开状态，由于进出口压差的原因，出口端气压上升，皮膜下腔内压力增加，带动阀杆及阀瓣向上运动，直到阀瓣和阀口成关闭状态，此时，出口端气压保持稳定。进口气压（P1）分别作用在调压器的平衡皮膜和阀瓣上，P1作用在两个相反的方向，从而消除进口气压的波动对出口压力的影响。平衡直接影响关闭性能，当进口气压向上的力小于向下的力时，关闭压力增加；反之，则相反。直接作用式调压器的优点：结构简单，反应速度快，成本少。缺点；调压精度低，压力控制范围小，流通能力低。用于小型区域调节，公矿企业等。2.2间接作用式调压器 间接作用式调压器工作原理图 图2 间接作用式调压器，由指挥器和主阀两部份组成（如上图2）。启动时调节指挥器控制弹簧，使指挥器阀口打开，P1经该阀口节流降压成为负载压力P3，P3作用在大皮膜上，经顶杆传递使主弹簧压缩，主阀口被打开，输出气流P2，同时P2又反作用在大皮膜和指挥器皮膜上使主阀口和指挥器阀口呈关闭趋势。调节指挥器控制弹簧，将P2 调至设定值，此时P2和主弹簧作用在大皮膜上的力与P3作用在其上的力处于平衡状态；以及P2和指挥器控制弹簧作用在指挥器皮膜上的力也处于平衡状态；P1 流进指挥器的气流量与经指挥器节流开关流出的气流量一致， 指挥器阀口、主阀口开度一定，输出 P2稳定。当下游负载增大P2降低时，平衡被破坏，指挥器阀口、主阀口开度增大，流量增大，P2升高到设定值，调压器又处于平衡状态；当下游压力P2升高时，其调压过程与之相反。间接作用式调压器优点：压力控制精度高，出口压力范围大，流通能力强。缺点：成本高，反应速度慢。用于：大型公矿企业，城市门站等。因为要求的调压器广泛应用于小型公福用户、小型工业用户、加热装置等要求压力控制精确、压力调节简单、反应速度快的燃气供应场合，如燃烧器、工业炉、锅炉等的燃气供应，所以选择直接作用式调压器。2.3本章小结以上通过两中方案的比较分析可以看出直接作用式调压器符合课题的需求。第3章 燃气调压器的结构设计3.1阀的计算3.11阀体的设计（一）阀体的功能阀体是阀门中最重要的零件之一，阀体的重量通常是占整个阀门总重量的70%左右。阀体的主要功能有：(1)作为工作介质的流动通道；(2)承受工作介质压力温度、冲蚀和腐蚀：(3)在阀体内部构成一个空间，设置阀座，以容纳启闭伴，阀轩等零件；(4)在阀体端部设置连接结构，满足阀门与管道系统安装使用要求；(5)承受阀门启闭载荷和在安装使用过程中因温度变化，振动水击等影响所产生的附加载荷；(6)作为阀门总装配的“基础”。（二）阀体设计的基本内容 阀体的设计通常是和阀门总体设计同步进行。阀体设计的基本内容如下：1. 确定阀体材料 根据工作介质的性质确定合适的材抖，保证材料具有足够的耐蚀性，并具有可靠的强度和刚度. 2确定阀体的制造方法及结构形式 根据阀门的总体设计，安装要求和材料工艺性能确定阀体的制造方法（铸造或锻造等）及结构形式。3确定阀体的结构长度和连接尺寸根据阀门公称通径和压力等级、结构长度、连接尺寸的有关标准或规定，确定阀体的结构长度和连接尺寸。4确定阀体的流动通道 根据阀门的流通能力和流体阻力系数要求，确定台适的工作介质流动通道。 3. 2，阀体的结构设计由于阀门有多种类型，同类型的阀门结构形式又分成许多类别，因此，阀体的形状千变万化。尽管如此，由于阀体在受力和功能方面基本相似，故在结构上也有共性.3.21 减压阀阀体结构设计（一）阀体的流道阀体的流道可分为直通式、直角式和直流式三种，如图所示。阀体流道设计的原则如下： (l)阀体端口必须为圆形，介质流道应尽可能设计成直线形或流线形，尽可能避免介质流动方向的突然改变和通道形状和截面积急剧变化，以减少流体阻力，腐蚀和冲蚀。(2)在直通式阀体设计时应保证通道喉部的流通面积至少等于阀体端口的截面积。(3)阀座直径不得小于阀体端口直径（公称通径）的90%。(4)直流式阀体设计时，阀瓣启闭轴线(阀杆轴线)与阀体流道出口端轴线的夹角通常为4560。（a）直通式 （b）直角式(c) 直流式（二）阀体的结构 (1)铸造阀体 铸造阀体是目前应用最广的一种结构形式。其最大优点是通过铸件造型，既能达到要求的合理的几何形状，特别是流道形状，又可少受重最方面的限制. 铸造桶形阀体示意图3-1，这种阀体结构常用于低压铜制、铸铁制以及钢制。 图3-1铸造桶形阀体 （2)锻造阀体 锻造阀体一般都用于小口径阀门，特别是用于公称通径小于或等于50mm的高温高压阀门。锻造阀体的优点是质量能保证、组织致密，表面质量较好。其缺点是由于流道孔采用机械加工（钻孔）制成，在孔与孔的过渡区会产生锐角过渡面，造成流阻大，且易产生素流，介质对阀体侵蚀大；锻伴截面与铸件截面相比较不均匀性更大，因此在厚壁处所产生的热应力很大（特别是高温场合）常会在流道的锐角处发生开裂，并且锻造阀体材料利用率较低。如图3-2。 图3-2 锻造阀体 (3)锻焊与铸焊阀体 锻焊阀体若锻造重量受到限制或由于工艺上的原因，可以考虑采用这种形式（应按相应标准规定）。 图3-3锻焊阀体 (4)焊接阀体焊接阀体有钢管焊接和钢板焊接两种。这种结构既节省材料又能获得理想流道。对于清洁度要求较高的大口径阀门，这种结构也是比较理想的。其优点是重量轻，表面质最好，清洁度高，流阻小，结构简单，加工方便；缺点是焊缝多，焊接较困难。对于不锈钢焊接阀体，要防止或消除晶间腐蚀和焊接变形因此，应根据不同情况，在工艺上要采取相应措施。 图3-4焊接阀体 3.阀体壁厚及其计算 阀体壁厚的确定方法主要有：查表法、插入法和计算法。 （一）查表法对于所设计的阀门，当设计任务书已明确给定该阀门所依据的设计标准时，首先定的设计标准中查找出阀门的最小壁厚值。例如：国家标准oB12232一12240，美国在油学会标准API600.美国国家标准ANSI B16.34英国标准BSI873等对阀体最小壁厚值都作了明确规定。当设计这类“标准阀门”时，推荐采用“查表法。由表中查得的数据通常可直接采用，但应注意以下两点： (l)对铸钢阀体，应考虑最小允许工艺壁厚；对于砂模铸造通常工艺壁厚不小于5.5mm，精密铸造的工艺壁厚不小于4.5mm。如最小壁厚小于上述值，应选最小允许的工艺壁厚。(2)对形状复杂的阀体如直流式“Y”型阀体或安装使用中存在应力集中的阀体，应将最小壁厚值适当增加，增加值应视阀门使用场合而定。 (二)插入法由“查表法引伸出的“插入法”（又称“线性插值法”）适用于最小璧厚不能直接从设计标准中查出的情况。 插入法计算公式为： tm=tm1+PN-PN1PN2-PN1(tm2-tm1) (3-1)式中: tm 计算的阀体壁厚(mm)； PN 阀门公称压力(M Pa) PN1 “最小壁厚表”中公称压力（小值）(M Pa); PN2 “最小壁厚表”中公称压力 (大值) (M Pa)： tm1 由PN1查表得出的壁厚(mm)； tm2 由PN2查表得出的壁厚(mm)。（三）计算法阀体壁厚的计算方法主要由下列因素决定：(1)阀体材料的力学性能，对于铸铁类材料，应按脆性材料计算；对于钢类材料应按塑性材料计算。对于脆性金属材料危险状态的判断是以产生裂纹（断裂）为标志，在计算阀体的强度时应以强度极限“作为强度标准，按第一强度理论最大拉应力理论计算。 对于塑性金属材料危险状态的判断，是以产生过大的残余变形为标志，在计算阀体的强度时应以屈服极限6b作为强度标准，按第四强度理论一能量强度理论计算。 (2)阀体形状可分为圆筒形、腰鼓形球形、非球筒形（椭圆形、扁圆形、矩形等）等基本形状，分别按不同的公式计算阀体壁厚。(3)阀体结构尺寸的确定，当阀体外径与内径之比小于1.2时，按薄壁容器的公式计算，大于1.2时，接厚壁容器的公式计算。阀体往往由几种形状组成，即使同一形状，尺寸亦不一样，按理说，一个阀体的计算要根据它的形状和尺寸一部分一部分地单独进行，但实际应用上并不需要这样做。因为，同一个阀体中通常并不取几个不同的壁厚。阀体通常都由中腔和进口、出口管段3个部分组成，选三个部分中总是中腔尺寸大于进口、出口段，因此，阀体壁厚的计算一般只对中腔部分进行。另外，需要注意的是：阀体壁厚的计算除了考虑强度之外，还考虑其刚度。否则，会应受力变形而破坏密封。通常当DN300mm时，在阀体内腔或外部增添加强肋，以增强其刚性，把体腔变形控制在0.00IDN的范围内，必要时亦可设计成不等壁厚的阀体，即增大中腔的厚度，但应注意非均匀壁厚会造成铸造上的困难.壁厚计算方法公式:圆筒形及腰鼓形阀体这种类型的阀体如图3-5所示。对于这类圆筒形阀体，低压和中压阀门一般采用薄壁公武，而钢制高压阀门有时则采用厚壁公式计算，壁阀体对于用铸铁等脆性材料制造的阀体，其壁厚按第一强度理论计算： SB=DNP2-P+C （3-2）式中：DN 阀体中腔最大内径(mm)，根据结构需要选定； P 设计压力，取公称压力PN (MPa)； SB 考虑腐蚀裕量后润体的壁厚（mm）； ( ) 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裕量(mm)可参考表选取表3-1附加裕C值 (mm) SB-C C SB-C C 30 l 1120 3 图3-5 圆筒形及腰鼓形阀体(a) 闸阀阀体 (b) 截止阀阀体(c) 止回阀阀体(d) 球阀阀体(e) 蝶阀阀体 根据公式可得； SB=DNP2-P+C =133220.58-1+5=5.82mm即阀体壁厚为5.82mm阀杆的计算：阀杆轴向力介质从阀门下方流入时，阀杆最大轴向力在关闭最终时产生，按式计算： QFZ=QMF+QMJ+QT+QJ (3-3)式中 QJ 关闭时导向键对阀杆的摩擦力(N)。 QFZ 关闭最终时的阀杆总轴向力（N); QMF 密封力，即在密封面上形成密封比压所需的轴向力(N)； QMF=DmpbmqMF (3-4)式中 Dmp 阀座密封面的平均直径(mm)； bm 阀座密封面宽度(mm) QMJ 关闭时作用在阀瓣上的介质力(N); QT 阀杆与填料间的摩接力(N); QJ 计算如下： QJ=QMF+QMJ+QT RJ fTRFM -1 (3-5) 式叶 RJ 计算半径(mm)； fT 导向键与阀杆键糟间的摩擦系数，可取0.2；图3-6 RFM 关闭时阀杆螺垃的摩擦半径(mm).表3-2 QMJ 按下式计算： QMJ=4Dmp2p (3-6) QT 按下式计算： QT=dFhTTP (3-7)式中 dF 阀杆直径(mm)； hT 填料层的总高度(mm)： T 阀杆与填料间的摩擦系数,对石棉填料：T=0.15；对聚四氟乙烯填料：T= O.050.1。其数值可以根究以上公式可得:QMF=DmpbmqMF=3.1424515=4239NQMJ=4Dmp2p=3.1445451/4=1589.6NQT=dFhTTP =3.1412600.051=113.04N QJ=QMF+QMJ+QT RJ fTRFM -1 =4239+1589.6+113.043/(0.21.71)-1 =742.6NQFZ=QMF+QMJ+QT+QJ=6683.6N即阀杆轴向力为6683.6N 图3-6 阀杆导向键结构 表 3-2 阀杆摩擦半径 mm阀杆力矩对于介质从阀瓣下方流人的情况，阀杆力矩按式计算： MF=MFL (3-8)阀门的驱动力矩按下式计算： MZ=MFL+MFJ (3-9)式中: MZ 关闭时阀门的驱动力矩(N.mm); MFJ 关闭时阀杆螺母凸肩与支架间摩擦力矩(N.mm); MFJ按下式计算： MFJ=12QFZfJdP (3-10) 式中 fJ 凸肩与支架的摩接系数，见表3-3 dP 凸肩与支架间环形接触面的平均直径mm dP=d1+d22 (3-11)见图3-7其数值可以根究以上公式可得: MFJ=12QFZfJdP =0.56683.60.12(8.5+10)/2 =3709.4N.mm MZ=MFL+MFJ =3709.4+1336.7 =5046.1 N.mm图3-7阀杆螺母与支架的接触面表3-3 阀杆螺母凸肩与支架的摩接系数 阀杆的强度阀杆的强度计算阀杆的受力及力矩沿阀杆轴向的分布见图3-8。图3-8 载荷分布 图中I-I等危险截面，应分别进行拉压、扭转及合成应力的校核。对阀杆端部进行剪切校核.当介质从阀瓣下方流入时，最大载荷在关闭最终，这时阀杆受压;当介质从阀瓣上方流入时最大载荷在开启最处,这时阀杆受拉. 1.拉压应力校核拉压应力按式校核： =QFZF (3-12)式中 阀杆所受的拉压应力(MPa)； QFZ 阀杆总轴向力(N); F 阀杆的最小截面积，一般为螺纹根部或退刀槽的面积(mm)。 材料的许用拉或压应力(MPa)。 =QFZF =6683.628.26 =236.5MPa因为=236.5=320MPa所以符合要求 2扭转剪切应力校核扭转剪切应力按式校核： N=MN 式中N 阀杆所受的扭转剪切应力(MPa)； M 计算截面处的力矩(Nmm)； 计算截面的抗扭断面系数(mm3)，对圆形截面：=0.2d3 ； N 材料的许用扭转剪切应力(MPa)。 N= 3.阀杆端部剪切应力校核； 阀杆端部剪切应力接式校核，见图3-9图3-9 阀杆端部=QMZd1h (3-13)式中 阀杆端部所受的剪F切应力(MPa)； QMZ 阀杆端部的所受的轴向力(N); 材料的许用剪切应力(MPa)。 QMZ 计算如下： QMZ=QFZ-QT-QJ (3-14)式中 QFZ 开启瞬时的阀杆总轴向力(N)， QT 阀杆与填料间的摩擦力(N)， QJ 开启时导向键对阀杆的摩擦力(N)。 QMZ=QFZ-QT-QJ =6683.6-113.0-742.6 =5828.6N =QMZd1h =5828.6/(3.1417.56) =17.7MPa因为=17.7=250MPa所以符合要求 阀杆的稳定性计算：1阀杆的柔度（细长比）阀杆的柔度（细长比）按式计算： =ulF i (3-15)式中 阀杆的柔度； lF 阀杆的计算长度(mm)，阀杆螺母至阀杆端部或阀杆凸肩至下端阀杆螺母间的长度。图3-10 i 阀杆的惯性半径(mm)，对于圆形断面i=dF 4 u 与阀杆两端支承状况有关的长度系数。对于无中间支承的阀杆，其数值见表3-4图3-10 升降杆 表3-4 无中间支承的阀杆u值 =ulF i =20 阀门的填料函对阀杆有一定的支承作用，但考虑到阀门的密封性要求，阀杆的失稳将造成密封性的破坏，因而不宜将填料函作为中间支承来计算. 2.阀杆的上临界柔度和下临界柔度 常见材料阀杆的上临界柔度和下临界柔度值见表3-5表3-5 材料阀杆的上临界柔度1和2下临界柔度值3阀杆稳定性校核 (1)当 2 时，如满足下式条件，则阀杆稳定： 2En2 (3-18)式中 E 阀杆材料的弹性模数(MPa)。查表可知HZ式中 HZ 主阀瓣的实际开启高度(mm)。根据公式可得:HZ=154 =3.75mm图3-12 平面密封阀瓣膜片设计在对橡胶膜片的材料性能进行了分析以后，平衡橡胶膜片的形状、结构也是影响橡胶膜片的感应平衡性能的一个关键因素。 在一些中低压调压器的设计中，为了解决阀瓣不平衡力的问题，改善调压器性能，往往采用安装平衡膜片的方法。安装了平衡膜片后，可以提高调压器进口压力与出口压力之间的压差，比如，国内的老式衡量调压器，当出口压力为2KPa时，进口压力只能达到0.2KPa;安装平衡膜片后，出口压力不变，进口压力可以提高到0. 6MPa以上f25j。直接作用式调压器安装平衡膜后，除了提高进、出口压差外，出口压力受到进口压力变化的影响得到了非常明显的改善。 在调压器行业，就用途而言这种膜片称为“平衡膜片”，而在橡胶、仪表、机械等行业被称为“滚动膜片”，它在低压下可以替代活塞装置，也可以用它制造位移传感器等。1滚动膜片的形状滚动膜片在自由状态下像一个礼帽的形状，它是由夹有丝市的橡胶制成，顶部中间孔用于安装阀杆，为了安装固定和密封，顶部、底部可以带O型环边，或者底部周边带固定孔等形式。膜片的特点 (1)运动行程长，是碟形膜片、波纹膜片的3倍7倍。 (2)与碟形膜片、波纹膜片直径相同、材质相同、厚度相同的情况下，承受压力最高。(3)在膜片运动行程内受压面积是恒定的，所以对阀杆、阀瓣可以获稳定的推、拉力。(4)膜片的运动过程与套筒内壁、托盘外表面之间是滚动工作，摩擦阻力极小。(5)允许介质中带有微粒、杂质、煤气中的焦油等。(6)对于套简内壁及托盘外表面的加工精度、表面粗糙度要求比活塞装置低。(7)托盘、阀杆发生微小偏斜和偏心时，在气体的作用力下会自动找正对中。(8)滚动膜片只允许单向受力，承受的压差比活塞装置小，目前”国内用于调压器产品的滚动膜片承压一般不超过0. 8MPa图3-13 局部样图 滚动膜片的受力由两部分组成，见图3-13，一部分是被膜片包裹托盘的圆面积，其直径为d，受力为F1，另一部分是D和d之间的环形面积，受力为F2的两部分受力之和就是阀杆的推（拉）力F，即F= F1+ F2。需要注意的是：d为托盘直径加上两个膜片厚度，即d=d+ 2，而D是套简直径D减去两个膜片厚度，即D= D- 2，这样计算出的数值比较接近实际情况。(1)托盘圆面积部分的受力F1 F1=4 dP (3-22) 式中P是作用于膜片受压面的气体压力，如果膜片两面都有压力，则P代表膜片两面的压差。(2)环形面积的受力F2环形面积受到气体压力后传递到托盘边缘，其推（拉）力为F2，最终传递到阀杆上，作用于环形面积上的气体压力是一均布载荷q，为了简化计算可用一集中力P代替，为了理解环形面积的受力，把膜片的截面用一个等效的单滑轮原理来解释，钢丝绳的一端被固定，另一端重力为W，通过滑轮中心的拉力为Q，则有W=l/2Q，钢丝绳看相当膜片的一个截面，W相当于F2，Q相当于P，因此，环形面积的受力只有实际压力的一半，即1/2P由此可知，环形面积的受力计算如下： F2=（D2-d2）4P2 (3-23)(3)滚动膜片总的受力F 膜片的总受力为式3-22与式3-23之和即：F= F1+ F2 =4 dP+（D2-d2）4P2 =（D2+d2）4P2(4)滚动膜片的有效面积A 从式中去掉压力P这个因子所表达式子即为有效面积的表达式。A=（D2+d2）8 (3-24)从式中可以看出滚动膜片的受力面积并不是几何意义所表达的面积，所以，称为有效面积或当量面积。3.2.5滚动膜片的设计(1) d与D的尺寸确定 滚动膜片要考虑滚动宽度X的尺寸，宽度过大，膜片产生的推（拉）力会减小，膜片的承受压力也会降低，滚动膜片并非像图中绘制的那样理想，实际上膜片沿套筒内壁和托盘外表面带有许多褶皱，膜片的厚度越大，褶皱占有的空间越大，滚动宽度过于狭小，内外两层膜片褶皱处会互相摩擦，影响滚动，根据实践认为，滚动宽度应满足如下两个条件。d/D=0.80.9 (3-25)X= (812) (3-26)一般，式3-25用于计算，式3-26用于校核。式中：X 滚动宽度(mm)； 膜片厚度（mm）； d= d+2(mm)或d=d-2(mm); D= D-2(mm)或D=D+2（mm）； d 托盘直径（mm）； D 套筒内径（mm）。(2)托盘高度Ht的确定： Ht=L2+R+C (3-27)(3)膜片高度H的确定： H=L2+3X+Rm+C (3-28)式3-23、3-28中：Ht托盘高度： H 膜片高度： R 托盘圆角半径； L 阀瓣的行程； Rm 膜片内圆角半径； C 富裕量； 对于正向安装方式的滚动膜片，托盘底部直线段d。与膜片底部直线段相等，膜片内圆角正好与托盘外轮廓相包容，托盘的圆角半径R等于膜片内园角半径R。反向安装方式，除了托盘底部直线段以与膜片顶部直线段相等，还要求膜片内弧圆角半径心1等于或略大于托盘圆角半径R加上膜片的厚度6，因为R。经过翻折后恰好能包在托盘圆角半径R上，其中屯主要作为绘制膜片的辅助尺寸。富裕量c根据滚动膜片的大小在2mm8mm范围内选择，主要考虑调压器相关零件加工误差可能造成滚动膜片的设计位置与实际位置不对应，另考虑到橡胶件硫化后的收缩等问题。(4)膜片的厚度 膜片内部所夹丝布是整个膜片的骨架，主要起到增加强度的作用，橡胶主要起到气密性的作用，膜片的橡胶层过厚其强度不一定增加很多，但是影响滚动的灵敏度，橡胶层过薄则气密性较低。根据试验，调压器前压P10.8MPa以下使用的膜片根据形状的大小可在0.51mm之间选择。3.3平衡膜片设计调压器中的平衡膜片设计一般分两步完成，第一步按上述公式计算出理论尺寸，第二步在实践中对平衡膜片的相关尺寸进行校验、调整，以达到最佳水平。直接作用式调压器，阀瓣与阀座处于最大开度状态，平衡膜片相应在最低位置；阀座直径为41mm，阀杆直径16mm，阀瓣的最大开度（行程）L=3mm；膜片反向安装，其设计步骤如下：计算(1)确定平衡膜片的有效面积 理论上平衡膜片的有效面积应该与阀座面积相等，以抵消阀瓣的不平衡力，本例的平衡膜片有效面积为： A =4 (D阀座2-d阀杆2 ) = 1476.585mm膜片厚度取=0.5mm知；A=1476.585mm,根据式5 ；求出D, d则D=41.4mm 取D=41mmd=0.85D 取d=35mm套筒孔D，托盘直径d,滚动宽度X如下；D=D+2=42mmd=d- 2=34mm当D=46mm,d=34mm时确定X，并按6校核；X=（D-d）/2=4mm校核:X=8符合X=（8-12）的要求；其他参数的确定；托盘高度按式； Ht=L2+R+C=5mm式中；托盘圆角半径 1.5mm富裕量取 2mm膜片圆角 m+=2mm托盘第部直线段 dm=d-2R=31mm滚动膜片高度按式3-28计算H=17.5mm检验与调整由于平衡膜片计算、制造的误差以及其他因素的影响，要在实践中对平衡膜片进行检验，除了耐压、气密性外，还要看它是否比较精确地起到抵消阀瓣不平衡力的作用。 按下列步骤进行校验与调整：(1)将调压器安装在检测系统管道上，前压只调定在调压器允许的下限，比如0. 5MPa，调压器出口管道可以打开一个小阀门，出口压力P2调整在调压器允许输出的某一参数上，比如5KPa。(2) P2固定不动，也不允许重新调节调压弹簧，使E逐渐升高到调压器允许的上限，比如0. 4MPa，并观察P2的变化情况。(3)如果P2跟随鼻的升高而升高，说明平衡膜片的有效面积稍大，如果最跟随暑的升高而下降，说明平衡膜片的有效面积略小。(4)出现上述两种情况要对