安全阀的设计

第一章设计依据、原则和安全要求
1
第一节设计依据
一设计标准
安全阀相关标准是安全阀设计的基本依据。

国标中安全阀的设计要求如
下：
1 安全阀适用于清洁、不含固体颗粒、粘度低的介质。

2 安全阀不能单独用于压力快速增长的场合。

3 安全阀不宜单独用于阀座与阀瓣密封面可能被介质粘连或介质可能生成
晶
体的场合，但可以将爆破片安全装置串联在安全阀入口侧组合使用。

4 安全阀的型式通常采用弹簧直接载荷式安全阀，阀型有全启式和微启式。

全启式安全阀适用于泄放体、蒸汽及液化气介质，微启式安全阀一般适用于泄放液体介质.
5 用于液体的安全阀公称通径至少为15mm。

6 安全阀整定压力偏差不应超过±3%整定压力±0。

015MPa的较大值。

7装有安全阀时，容器的设计压力按以下步骤确定：
(a）根据容器的工作压力p w,确定安全阀的整定压力p z ,一般取p z=
（1.05~1。

1）p w;当p z＜0。

18MPa 时,可适当提高p z 相对于p w 的
比值；
(b）取容器的设计压力p 等于或稍大于整定压力p z，即
p≥p z。

8安全阀相关技术要求应符合GB/T 12241(GB 150.1—
2010).在表2-1 中列出了国内和国外相关的安全阀标准.
表1—1 安全阀的相关标准
2
二 动作性能指标
(1)用于气体介质安全阀见表2—2
注：下表中: ps —整定压力;p-工作压力；do —流道直径
表2-2 用于气体介质安全阀动作性能指标：
3
第二节设计原则
1．基本原则
（1）设计的产品必须满足用户实际使用的所有要求。

（2）保证实际使用的前提下，所设计的产品应是最经济的（如选型、用材
等方面）。

（3）如何使安全阀的综合性能达到标准是设计人员的首先原则.
（4）尽可能多地对设计产品作型式试验，以获取性能参数作为设计依据。

（5)正确设计弹簧的刚度，以便内部零件结构的匹配更合理，设计的产品便
于装拆和维修.
（6)有较长的使用寿命（包括维修后的寿命）。

由于安全阀使用的介质繁多，总体可归纳为三种状态，即蒸汽、气态
和液体。

(临界状态是一种特例）有时，设计人员借助于冷态试验的手段，
对安全阀所得出合格的性能数据，但用于重油（沥清）等介质性能又不一定
理想,设计人员又不可能在各种介质的工况条件下作性能试验，这就使得安
全阀的设计不能照搬哪种成熟产品模式,而是要根据不同介质的实际使用状
况,设计出弹簧刚度适当,内件结构合理的产品，当然,安全阀设计原则最终
是要让用户得到满意的产品。

但设计好产品的捷径，主要还是来自现场实践
经验的积累。

4 2．结构设计原则
（1）阀体
安全阀是通过阀体使零件相互连接成为一个完整的产品。

安全阀通过阀
体的法兰或螺纹管接头或焊接连接在系统上的。

阀体承受着被保护系统的压
力作用,所以阀体应有足够的强度和密封性,不允许出现变形或泄漏。

1) 阀体材料的选择通常按温度、压力和介质的腐蚀性来定。

具体情况将在
下一节做专门介绍，此处不再复述。

2）安全阀排放时，介质通过阀体泄放至安全的地方，所以要求通道部分的
尺寸和形状应保证其流体阻力最小。

3) 阀体的进口和出口支管承受着安全阀和排放管道的重量以及安全阀排放
时的反作用力,阀体应有足够的强度和刚度.
4）为了提高排放能力,阀座通道截面积不因有导向筋的存在而缩小介质流
动畅通,不仅在阀座通道中，在阀瓣打开的环状间隙处没有涡流现象.阀体和
出口支管的通道截面积为2。

5d0。

由于排放能力高，安全阀的阀座通道截面
积较小，使安全阀易于密封。

（2）阀座
阀座设计成可拆卸的结构形式，阀座通道设计成拉法尔喷嘴的光滑低
阻力形状。

喷嘴式安全阀能在长期使用中保持高度密封，减少阀座和阀瓣密
封面的机械变形、热变形和侵蚀。

阀座的热变形是介质对于非对称阀体的作
用引起的，而阀座的机械变形则可能在把阀体紧固在容器上发生。

采用可拆
卸结构，则阀体的变形一般不易造成阀座的变形，而阀座的变形是导致安全
阀泄漏的主要原因.安全阀的主要受压元件是阀座，所以在设计时应进行强
度校核，在结构上应设计成圆滑过渡，阀座一般不宜采用铸件，应采用棒料
和锻件加工，并需进行强度试验。

(3)阀瓣
阀瓣是和阀座一起组成密封面，其密封面一侧要直接承受介质的压力、
温度等，它的结构设计合理与否，直接影响到安全阀的密封性能.阀瓣的结
构设计是根据安全阀要达到的密封性能指标、密封面宽度和密封比压、受弹
簧预紧力的大小、所使用的介质特性等诸多因素来考虑的。

阀瓣的材料选用
5 和阀座相比，应相同或更好一点，对美标安全阀来说，采用较多的是420、
304 和316L，当然,在所有腐蚀性强的地方,还应选用更好的，如蒙乃尔、哈
氏合金、钛合金等其它材料。

（4）阀杆
安全阀弹簧的作用力是通过阀杆传递给阀瓣，形成初始密封.当安全阀
动作时，阀杆沿着弹簧上下面的弹簧座移动，因此阀杆的作用很重要。

1) 阀杆力不是通过钢球传递给阀瓣时，阀杆的端部应做成求面，球面半径
按施加于阀杆的作用力来选取。

当作用力小于6000N 时，r=1.5mm 就够了;
作用力达1800N 时，r=4mm。

球面半径也可按安全阀口径来选取，即r=（0。

05~0.08）d0。

2)加于阀杆的载荷超过1000N 时,阀杆端部用2Cr13 钢制造，其硬度经热处
理40～43HRC。

或在端部堆焊硬质合金，硬度不低于45～48HRC。

（5)弹簧
弹簧是重要的零件之一，弹簧式安全阀的性能受弹簧的控制，弹簧的
设计成功与否决定了安全阀的最终性能是否达到设计要求和使用要求.弹簧
在安全阀里的工作原理比较简单，它通过弹簧座把作用力传递给阀杆，阀杆
再把弹簧力传递到阀瓣上。

1)为了保证弹簧力能平稳地传递到阀瓣上，在设计制造安全阀弹簧时，应将
弹簧的端部磨平，支撑面至少大于3/4 圈。

并且应满足平行度和垂直度的要
求。

3)为了防止弹簧松驰，在计算时取较低的许用应力值，制造时进行强化处理。

4)石油化学工业中应十分注意弹簧的抗腐蚀保护,在同某些介质接触时会使
弹簧圆钢变细和出现内部裂纹、应力腐蚀等现象。

为了防腐蚀，弹簧应采用
合金钢制造，并采用包保护层、镀镍、渗铝等方法，在结构上利用橡胶弹性
隔膜或金属波纹管使弹簧同腐蚀性介质隔离，或在弹簧表面喷涂聚四氟乙烯
的方法保护弹簧。

（6）调节圈
调节圈是全启式安全阀的重要部件之一，调节圈分上调节圈和下调节
圈。

利用调节圈对排放压力、回座压力进行调整,这个调整由制造厂商根据
6 需要来确定，用户在使用过程中不得随意调整调节圈的位置，它决定着安全
阀的动作性能.调节圈的位置较高时，安全阀开启压力就降低，同时关闭压
力也降低。

通常下调节圈安装在阀座的上部，上调节圈安装在反冲盘的导向
套上.用来调节安全阀开启压力的上调节圈,拧在阀瓣于其中滑动的导向套
的下部。

当调节圈往下调时，为使阀瓣达到全开启高度的压力即可低些.上
调节圈的位置通过阀体上部的螺孔来调节，螺孔用螺栓封住,螺塞具有伸出
的端头，使调节圈固定以防转动.
（7）活塞
背压力对安全阀的排放能力、开启压力有相当大影响，为了保证安全
阀能安全可靠地运行于背压力超过开启压力10％的工况在安全阀设计时，应
该考虑背压的影响，在安全阀上加设一个能平衡背压影响的装置。

平衡背压
的机构常用的有波纹管式和滑塞式两种，另外还有通过导向阀来平衡背压。

第三节安全阀的基本特征和要求
1安全阀的各种压力规定：
最高容许压力:介质通过安全阀排放时，被保护容器内最高压力.
运行压力:容器在工作中经常承受的表压力。

容器的计算工作压力：进行容器壁厚度/强度计算的压力。

全开压力:安全阀在全开行程下的阀前压力，它又叫排放压力.
整定压力:调整的使安全阀开启的入口压力。

关闭压力:又叫回座压力,是安全阀开启后,当容器压力下降到该压力时安全
阀关闭的压力。

回差:指容器的工作压力与安全阀的关闭压力之差。

背压:指在安全阀排出侧建立起来的压力，背压可能是固定的，也可能是变
动的，影响着安全装置的工作,向大气排放时，背压为零。

2对安全阀的工作要求
（1）当达到最高永续压力时,安全阀要尽可能的开起到应达到的高度,并排放
出会定量的介质.
7 （2）当达到开启压力时,要迅速开启.
（3)安全阀在开启状态下排放时应稳定无震荡.
（4）当压力降低到会作压力时应能及时有效的关闭。

（5)安全阀处于关闭状态下,应保持良好的密封性能。

3安全阀的排放能力
是指在单位时间内流经安全法的介质流量.
安全阀的排放能力要保证能放掉系统中可能产生的最大过剩介质量，给
予系统设备有效的保护。

第二章设计参数和工作原理
第一节设计参数
本设计中低温工况下的温度为T=-164℃;最高压力为P临界=6.4MPa；额定工
作压力P额=1.4MP；排放量为Q=1507m2/每天（标况）;工作介质：液化天然气;
液化天然气的流速取1。

5 m/s。

查得的相关参数有临界压力P C=4.629MP；临界温度T c=190。

7K；ρ气=0。

7168kg/m3;ρ液=450kg/m3;气体特性参数349.
第二节工作原理
安全阀是是一种自动阀门,他不借助于任何外力而是利用介质本身的力来排
除一定数量的流体，以防止系统内压力超过预定的安全值.档压力恢复正常后,
阀门再次关闭并阻止介质继续流出.安全法广泛应用于各种承压容器和管道
上，防止压力超过规定值，他是一种自动机构，档压力超过规定值后自动打
开泻压，而压力降到工作压力或稍低于工作压力时又能自动关闭，它的可靠
性直接关系到设备及人身的安全。

本设计为先导式安全阀，其构造和原理如
下：
1结构图
2 工作原理
8 本安全阀利用介质流动时，通过毛细管将气体引入主阀背部,借助背压对
主阀进行密封。

在正常情况下,主阀处于关闭状态，当介质工作压力比设定的
计算压力低时,介质的压力经毛细管进入导阀,然后再将气体引入主阀压力
室，作用在主阀阀瓣上，从而产生一个向下的力，使主阀关闭密封。

随着工
作时间的加长，当整个系统压力增加接近设计的临界压力时，系统为了正常
运行，导阀开始动作，其活塞开始向上提升，当压力继续增加时，活塞进一
步向上提升直至导阀上密封面处于关闭状态，而此时下密封面仍旧处于关闭
状态,随着压力的再一步增加，下密封面开始微启,此时主阀压力室的压力从
导阀下面排气孔排出，使主阀压力室压力逐渐减小，直至降到正常工作压力
条件下。

当系统达到设定压力或稍高于设定压力时，导阀的下密封面达到全
升状态,主阀压力室气体从导阀排气孔迅速排出从而使主阀压力室压力达到
最小状态，此时，主阀的阀瓣被系统的压力推升，排放超压气体。

当系统压
力超压时，主阀阀瓣达到全升状态，排放完成后,导阀活塞又趋于下降，这时
通过毛细管引入的气体又作用于主阀压力室，此时导阀活塞又恢复到正常工
况下的位置，即导阀下密封面关闭,同时主阀也随之关闭，系统又开始在正常
工况下运行。

3 适用场合
该阀门主要用于使用高压液化天然气的系统中,能起到保护系统安全、使系
统正常运行的作用,同时也可用于高压低温系统中的泄压装置中。

第三章安全阀的材料选择
材料选择是提高阀门性能的重要途径之一,设计和制造任何一台阀门
产品的最终目的都是应用，而应用的效果则是对阀门产品性能的最权威评
价。

因此,服务对象不同对阀门提出的要求也不尽相同,但是各种要求都以密
封性和耐腐蚀性能作为基本评价指标的。

第一节材料选择的基本依据
1 选择不锈钢阀门材料的基本依据:
（1）工作介质的性质；
(2) 零件在阀门中所起的主要作用;
（3）阀门的综合经济性能.
9 2 过流件材料选择的基本要求
每一台阀门的所有零件,从来都不是采用相同材料制成的，通常根据个
零件在阀门中所起的不同作用，把零件大致分成过流件和内件。

过流件又称
为承压件,这是阀门工作中条件最为苛刻的部位,尤其阀体与阀盖,它不仅承
受来自工作介质的侵蚀、温度与压力的作用,而且还要承受管道的膨胀、震
动等附加载荷的作用.因此,过流件的材料必须满足以下要求：（1)足够的强
度与韧度；（2）耐工作介质的腐蚀，耐腐蚀性能级别不应低于五级标准中
的1—2级；（3)阀门用于低温时应具有一定的低温性能;（4)良好的铸、煅、
焊等制造工艺性能。

对于传动件材料应具备以下条件：（1）一定的强度与
韧性；（2）良好的抗察伤、抗咬死性能;（3）较低的摩擦系数；（4)处于
介质中时,同时具有耐腐蚀和抗压性能。

第二节阀门材料的确定
1低温钢质阀门的选择
对于公称压力PN≤6.4MPa，温度高于或等于—196℃的乙烯、丙烯、液
态天然气及液氮等介质的低温钢制阀门，主要零件材料安下表选用。

低温钢制阀门主要零件材料（JB/5300—91）
10
2 阀体用钢材的使用温度范围
正确了解阀体用钢材的使用温度范围,对阀门的设计者和使用者来说,具
有极其重要的意义，阀门在规定的使用温度范围内运行，才能确保安全，否
则就会产生事故。

一般而言，低温选用奥氏体不锈钢、低温合金;工作温度
小于等于200℃且公称压力小于等于1。

0MPa 选用灰铸铁，工作温度小于等
于300℃且公称压力小于等于2.5MPa 选用可锻铸铁，工作温度小于等于
350℃且公称压力小于等于4。

0MPa 选用球墨铸铁，工作温度小于等于250℃、
公称压力小于等于2.5Mpa 的水、海水、氧气、空气、油类等介质选用铜合
金；工作温度小于等于425℃选用碳钢，工作温度大于425℃选用CrMo、CrMoV
钢；腐蚀性强的选用奥氏体不锈钢、镍基合金、低合金钢等；由于阀体形腔
复杂通常采用铸件,小口径安全阀采用锻件，大口径安全阀采用焊接结构。

而对于弹簧,制造安全阀的弹簧材料主要采用60Si2Mn、50CrVA。

在低温－
11 269~10℃情况下,应选用含镍、铬、钼的不锈钢（ANSI304、316、321、
1Cr18Ni9Ti 等）；温度达到538℃时应采用含钨的低合金钢(W18Cr4V、
30W4CrVA 等）。

系统的高温作用使弹簧的机械性能降低，弹簧力减小，导
致安全阀提前起跳。

为了避免这种后果,在设计安全阀时，设计一个隔热装
置，采用隔热器或冷却装置把弹簧同排放的介质隔离开或导入冷却介质降低
安装弹簧部位的温度。

以下是根据国内外钢材标准，编制的阀体用国产钢材
的使用温度范围表和阀体用美国ASTM钢材的使用温度范围表:
12
13
14
3 阀体材料的确定
有以上表格及文献可知，国内用于低温工况下的钢材主要有奥氏体不锈钢和铸铜合金,但从经济效益考虑,本设计主要钢材初步确定为奥氏体不锈钢，现对奥氏体不锈钢的力学性能做一验证,看能否满足本设计要求，奥氏体不锈钢的主要力学性能见下表(摘自《金属设计手册·第三版·11—1—2部分）：
类别
牌号
弹簧许用切应力 {τp ｝MPa
弹簧弯曲应力
{бBP ｝ MPa
剪切弹性模量 G GPa
弹性模量 E ,GPa
推荐硬度范围 HRC
推荐使用温度 ℃
Ⅰ类
Ⅱ类 Ⅲ类 Ⅱ类 Ⅲ类
不锈钢丝
1Cr18Ni9Ti
324
432
540
540
677
71.5
193
-
-250——300
综合以上各表可知，材料确定为 1Cr18Ni9Ti 能满足设计要求,因此，最终材料确定为 1Cr18Ni9T
第四章 阀门的设计计算 第一节 安全泄放量和流道面积的确定
液化天然气主要成分为GH 4,因此本设计的计算参数基本以甲烷的物性为查阅依据进行计算。

CH 4为多原子分子，从工程热力学课本(P 24）查得Mc v =3.5R 0，Mc p =4.5R 0，特性系数K=C p /C v =1。

286.有由设计手册查得气体特性系数c=349.因此安全排放量如下；
W s =2。

83×10—3ρVd 02=ρQ =44800 kg/h d 0=
=153 mm
查有关设计手册取标准值d 0=150 mm,公称直径DN=200 mm 。

所以流道面积
ZCuZn38Mn2Pb2 ZCuZn33Pb2 ZCuZn16Si4
为：
15
A=0。

25лd02=17662。

5 mm2
第二节阀体厚度的计算
阀体厚度的计算有以下公式计算所得:
SB=×（-1）+C
上式中：DN——阀体中腔最大内径；
K0--阀体外径与内径之比； K0=
{б}——阀体材料应力；取/与/n两者中的较小值，、
风
别为材料的强度极限和屈服极限，、风别为强度指标
和安
全系数，本设计中取=4。

25,==2.3
P-—公称压力取6。

4MPa
材料力学性能：抗拉强度520Mp，屈服强度205Mpa
所以［]=89.13Mp，代入［]值计算得：=1.069
（1)主阀阀体厚度计算：
代入以上公式得：
DN = 175 mm
=6。

03+C，C取4
=10.03
为提高安全系数,调整后取值为: = 30mm
（2）先导阀阀盖厚度计算
=50
=1。

725+C ,C取5
=6。

725
为了提高安全系数,取=20mm
（3) 先导阀下部外壁壁厚计算:
=20mm
=1.42+C ，C取5
16 =6。

42，取整后为: = 7mm
（4)先导阀的下部内腔体浮动筒壁厚计算：
=20mm
由内部弹簧确定内径：=17
得壁厚为=1.5mm
对筒体强度校核：
根据上式计算得：=0.5865,同上取=1.5 mm,所以强度满足要求.
（5）阀套的计算
DN =165 mm
代入上式公式计算得:= 9。

6 mm
调整取整后确定= 10 mm
（6）圆形平板阀盖厚度
δp、= p c
= 50×
= 86。

645
去整= 8.7 cm
上式中：
—-阀盖厚度（mm）
——阀盖计算直径（50 mm)
p—-设计压力（6。

4 MPa）
-—设计温度下材料的需用应力(540 MPa)
C—-附加富裕量（c =3 mm）
取c =1 ；=20 mm；则：
= 20×
= 20。

03 mm
（7）阀杆重为20 N，由《金属材料设计手册》查得1Cr18Ni9Ti 的材料
密度ρ= 7.9×10—6 kg/mm3，则阀杆的体积：
V = = = 0.253×106mm3
又V = L×
17
其中：L ——阀杆长度
d ——阀杆直径，取阀杆直径d= 20 mm
则计算出的阀杆长度
L = 806.3 mm
取整L = 806 mm
（8）阀瓣重均为400 N
阀瓣体积V= = =5.063×106mm3
又因为V =H×
其中： D —-阀瓣直径，D = 165 mm
H——阀瓣高度
由以上式子计算得出理论阀瓣高度H= 236.9 mm
取整后H = 240 mm
第三节弹簧计算
弹簧计算的相关标准，如表4—1：
本设计中,弹簧类型选用Ⅲ类(参考设计手册第三版第二卷11—6）。

Ⅲ
类——当受到变载荷作用时，作用次数在103次以下的,其载荷相当于受到静
载荷的作用，就和一般的安全阀门弹簧受力一样。

其材料性能如
下:1Cr18Ni9Ti;Ⅲ类需用切应力｛бp｝=540；使用弯曲应力{бT}=677；切
变模量G=7150MPa。

1先导阀上的弹簧的计算
(1)调节弹簧计算：取c= 8，
k 1 =+ = 1.18
18
取d、= 20 mm， d0、= 17 mm
（2) 作用面积的计算：A=0。

25л（d2-d02）
= 0.25×3。

1415×（202—172)= 87.135 mm
（3）最大工作载荷的计算：F n=PA=6.4×87.135 = 557。

664 N
（4）弹簧丝的直径计算：d≥1.6×
= 1。

6× =4.99
查国标GB/T1358，取标准值 d = 5 mm
(5）弹簧丝中径： = c d = 5×8 = 40 mm;
取标准值= 42 mm
(6）弹簧丝外径：D = + d = 45+2 = 47 mm
(7）最大工作载荷量下的变形量λ：
λ = = =23.89 mm
—-最大工作载荷
——弹簧刚度=
-—弹簧最小工作载荷
（8) 工作极限载荷的计算：
=
{｝ = 1.12｛｝ = 1.12×540 = 604。

8 Ma
= 3.14×53×604.8/（8×1。

18×40） = 628。

66 N
（9) 确定最小载荷：
=(—)P J = 0.5 ×628.66 = 314。

3 N
= 0。

5 P J
（10）确定弹簧工作行程：取 h = 2d =2×5=10 mm
（11）弹簧刚度计算：
= =(557.664×314.3）/10=24。

34 N/mm
(12）弹簧单圈刚度P d、:
= = 87.28 N/mm
（13）有效圈数计算: n = =3.73
查GB/T1358，取n = 3。

75 圈
19 （14）总圈数n 1的计算： d= 5 mm
查机械设计手册第三版第三卷11-1—5表所得。

= n + 2 = 5.75 圈
（15）工作极限下的变形量λ极：
= == 26.9 mm
(16）弹簧节距 t 的计算: t =d +
d一般取(—)，本设计取则：
t = 21 mm
（17）弹簧间距δ的计算:
δ = t – d = 21 – 5 = 16 mm
（18）自由高度 H0的计算：
= nt + 1.5d = 3。

75×20 + 1.5×5 = 82。

5 mm
（19）压并高度 H b 的计算:
=（n + 1。

5）d = 26.25 mm
（20）最下工作载荷的变形：
= == 12.91 mm
（21）工作极限下单圈变形：
= = 8×422/(71500×54) =7.2 mm
（22）最大负荷下的单圈变形：
= = 614 mm
（23）工作极限负荷下的高度 H J :
=– =82。

5 – 26.9 = 55.6 mm
(24) 最大工作负荷下的高度 H n :
=–=82.5 —23.89 =58.61
（25）最小工作负荷下的高度 H1 :
=– =82.5 -12。

91 =69。

59 mm
(26) 螺旋角的计算：
α= arctan｛t/(Лd)｝
= arctan｛20/（3。

14×42）} = 9 ℃（27）弹簧单圈展
20 开长度:
△ = L1n1 = 125。

6 × 5.75 = 722。

2 mm
（29）强度校核:
τ =
= 8×1.18×557。

664/(3。

14×52)
=536﹤{τp}
综上所述,该强度满足要求。

2活塞中弹簧的计算
（1）经过受力分析可知，该弹簧只承受阀芯重力取：
F = mg = 5 N
（2）由国标确定 K = 1.18 C = 8
（3） d≥1.6× =0.47
取标准值d = 0.5 mm
（4） D = cd =8×0。

5 = 4 mm
（5）工作极限载荷：
=
= 3.14×0.53×1.12×540/（8×1。

18×4）
= 6。

29 mm
（6）最小载荷：
=0.5=0。

5 ×5 = 2.5 N
（7）弹簧工作行程：取 h = 5 mm
（8）弹簧刚度：
== = 0。

5 mm
（9）单圈刚度:
= ==8。

73N/mm
（10）工作圈数：
n ==
= 9 圈
21
== =10 mm
= n + 2 = 11 圈
（11）工作在极限载荷下的变形:
=== 12。

58 mm
（12）节距t ： t = = =2 mm
（13）间距δ：δ = 2- 0。

5 = 1.5 mm
（14）自由高度H0 :
=ht+1.5d =9×2+1。

5×0.5= 18。

75 mm
（15）压并高度H b：
=（n+1。

5）×d=（9+1.5)×0.5 = 5。

25 mm
（16）最小工作载荷下的变形:
= === 5 mm
（17）工作极限下的单圈变形：
==
= 0。

72 mm
（18）最大载荷下的单圈变形：
===
= 0.57 mm
（19）工作极限载荷下高度:
= –=18.75 —12.58 =6.17 mm
（20）最大工作负荷下的高度H n:
= —=18.75 –10 =8.75 mm
（21）最小工作状态下的高度：
= —=18。

75 – 5 = 13.75
（22）螺旋角：
α= arctan｛t/（Лd)｝
= arctan{20/（3。

14×42）｝ = 9 ℃
（23）弹簧单圈展开长度：
= Л=3.14×4 =12。

56 mm
22 （24）展开长度：
L = = 12。

56×11 =138。

16 mm
（25）强度校核:
τ = =
= 481.02﹤{τp｝
经过计算。

强度满足要求.
3 主阀弹簧计算
（1）弹簧丝的直径
阀杆重均为2kg，即20N;阀瓣重均为400 N.则最大工作负荷为420 N。

取c=6.8 ，则：
k=+=1。

22
所以弹簧丝直径
d=1.6
= 1.6×
=4。

06
根据标准取 d = 4 mm
(2）弹簧中径
由c=可得中径为
D=cd =6.8×4 =30 mm
(3）工作极限负荷
由GB/T1315表11—1-2可查得剪切弹性模量G为7。

15×104MPa,所以：
= =1。

67×Лd3/(8KD)
= 3.14×43×1.67×540/(8×1。

22×30）
= 618.9 N
（4）最小工作负荷
= （-) P J = 206.3- 309.5 N
取 =250 N
(5）弹簧刚度的计算
= =(420-250）/37。

5 =4。

5 N
23 （6）单圈刚度
= ==84.7 N/mm
(7) 弹簧有效圈数
n= =18。

8 =18 圈
（8）最大工作载荷下的变形
= = =93。

33 mm
(9) 节距t
t =d+=4+ =9.185
t =- =10-15
取 t = 10 mm
（10）间距δ
δ=t – d= 10 – 4 =6 mm
（11）自由高度
由GB/T1315表11-1-2可查得所用弹簧端部形式为 d <8 mm 的端部并紧
磨平，支撑圈为1圈的压缩弹簧,则自由高度为：
=nt +1.5d =18*10+1。

5*4 = 78 mm
（12）最小工作负荷的变形
= == 55。

56 mm
(13）工作行程
h=F n-F1=93.33-55。

56 = 37.78
符合要求。

（14）弹簧螺旋角
α= arctan｛t/（Лd）｝
= arctan10/(3。

14×30)
= 6。

7 ℃
一般情况下，α取值在 5-9 ℃之间,因此计算结果符合要求。

(15）弹簧单圈展开长度
=≈ЛD
=3.14×30=94。

2 mm
24
展开长度 L = = 20×94.2
=1884 mm
第四节密封原理及密封方法选择
1密封原理
当阀门启闭件的密封面与阀座的密封面紧密的结合在一起，并形成使
管道内的介质不能通过的密封面时，闭路阀才能保证管道的进口与出口隔断.
闭路阀内最常用的是由刚性金属密封面所组成的平面密封结构，这种结构属
于定期密封式的活动连接结构。

2 密封方法的确定
对于一般压力容器而言，容器中带有一定压力的液体和气体,用盖板封
住，于是，容器内有介质静压力的作用，其值为：
= AP
式中——介质静压力（N)
A ——介质作用在盖板上的静压力（mm2）
P ——容器内介质静压力（MPa）
（1）密封比压值的确定
为确定常温闭路阀密封面上的密封比压值（MPa),可应用一般公式：
=
式中: c——与密封面材料有关的系数，铸铁、青铜、黄铜 c =3。

0；钢
和硬质合金 c = 3。

5；铝、铝合金、聚乙烯、聚氯乙烯、PTFE、MOLON、DEVLON、
尼龙 c = 1.8;中等硬质橡胶 c = 0.4。

K——在给定密封材料条件下,考虑介质压力对比压值的影响;铸
铁、青铜、黄铜 k=1;钢和硬质合金 k = 1；铝、铝合金、聚乙烯、聚氯乙
烯、PTFE、MOLON 、DEVLON、尼龙 k = 0.9;中等硬质橡胶 k =0.6.
P——介质工作压力，通常取公称压力DN(MPa）
——密封面宽度（mm）
从以上分析再查阅陆培文编著《阀门入门与精简》一书，确定本设计中
的参数 c =1。

8；k = 0.9;p =6。

4MPa；=5 mm；则：
= = =10.8 MPa
25 （2）密封比压值得要求
由于阀门关闭后介质压力的变化，，密封面上经常会产生比压值显著超
过q MF的现象，所以,在本设计中采用的实际比压q值不会引起过大的塑性变
形，并且不改变经过研磨的表面几何形状，为此：
〈 q < {q｝
式中 : qMF--保证密封所用的比压 (MPa）
q ——实际工作比压（MPa）
｛q}—- 密封面材料的许用比压（MPa)
由以上计算得q MF=10。

8 MPa，从设计手册上查的｛q｝ =20 MPa; 10。

8 ﹤
q ﹤ 20
（3) 确定q的值
本设计中的阀门采用锥形密封，取Ψ= 30℃的锥面密封。

由已知公式 q =
式中：Q mz——阀座密封面上的总压力（N）
Q mz = Q MF + Q MJ
式中: -—介质密封力（N）
-—阀座密封面上的介质力（N）
=л（d+）b m sinα（1+ ）q mf
= 3。

14×（150+5）×5××（1+）×10.8
= 2855.78 N
结构图如下:
平面密封锥形密封
上式中:α为半锥角取 30。

-—锥面密封摩擦系数，取 0.05 （由设计手册上查的）
= (d+b m)2p =(150+5）2×1。

4
= 26403。

475 N
所以:= +
26
= 2855.78 + 264。

3.475
=29259.255 N
因此:
q = =
= 12。

24 MPa
根据以上计算可知：
10.8 < q < 20 MPa
符合要求.
(4）导阀上密封面比压的确定
取 d = 7 mm，b m =3。

5 mm
根据公式： = = = 13 MPa
为保证 q MF < q 〈｛q｝，由阀门设计手册差得 {q} = 20 MPa因此： q MF =
13 MPa 符合要求。

介质密封 = л（d+b m）b m q mf =3。

14×10.5×3。

5×13
= 1500。

135 N
阀座密封面上的介质力：
= (d+)2p =3.14/4 *10。

52＊6.4
= 553。

896 N
阀座密封面上的总压力：= +
=2054.03 N
密封面比压：q = =
= 17。

8 MPa
13 〈 17.8 < 20 MPa
经过校核，符合要求。

（5）导阀下密封面比压的确定
取 d = 8 mm b m =3。

5 mm
根据公式：q MF = =
= 13 MPa。