FQ647F-16C氣動(dòng)噴煤球閥DN32設計
1、閥門(mén)型號編排
閥門(mén)型號通常應表示出閥門(mén)類(lèi)型、驅動(dòng)方式、連接形式、結構特點(diǎn)、密封面材料、閥體材料和公稱(chēng)壓力等要素。閥門(mén)型號的標準化對閥門(mén)的設計、選用、銷(xiāo)售提供了方便。當今閥門(mén)的類(lèi)型和材料越來(lái)越多，閥門(mén)的型號編制也越來(lái)越復雜。我國雖有閥門(mén)型號編制的統一標準，但愈來(lái)愈不能適應閥門(mén)工業(yè)發(fā)展的需要。目前，閥門(mén)制造廠(chǎng)一般采用統一編號方法，凡不能采用統一編號的方法，各制造廠(chǎng)均按自己的需要制訂編號方法。FQ647F-16C氣動(dòng)噴煤球閥的型號根據國家標準的規定及汕頭市閥門(mén)廠(chǎng)制訂方法如圖1所示。
圖1 閥門(mén)型號編排
2、對閥門(mén)的性能要求
FQ647F-16C氣動(dòng)噴煤球閥DN32是參考國際先進(jìn)樣機設計制造的新型結構噴煤專(zhuān)用球閥，是目前冶金系統高爐煤粉噴吹裝置上的專(zhuān)用配件。為適應不同規格、不同鋼種，通過(guò)開(kāi)啟噴煤球閥向高爐噴吹煤粉起到助燃的作用，提高高爐中的溫度，噴煤系統必須隨時(shí)快速開(kāi)啟、關(guān)閉以達到溫度的要求，其快速開(kāi)啟、關(guān)閉是通過(guò)電子計算機控制來(lái)實(shí)現的。因此，氣動(dòng)噴煤球閥必須具備下面三個(gè)特性：
(1)響應速度快，要求在1～2s內完成開(kāi)啟、關(guān)閉動(dòng)作以適應電子計算機自動(dòng)控制的要求;
(2)為穩定壓力管道中的壓力及管道中介質(zhì)的煤粉所附帶有害氣體泄漏現象，故氣動(dòng)噴煤球閥不能泄漏;
(3)為保護密封面不被煤粉噴吹沖刷而磨損，不出現密封面拉傷及卡死(轉動(dòng)不靈活)現象，所以使用時(shí)必須全開(kāi)或全關(guān)，禁止作節流使用。
3、球閥的設計
3.1、工作原理
本球閥由球閥本體和氣動(dòng)裝置兩部分組成。開(kāi)啟、關(guān)閉動(dòng)作是由氣動(dòng)執行機構——氣缸驅使球閥閥桿轉動(dòng)，從而帶動(dòng)球體正反向回轉90°來(lái)實(shí)現的。
如需開(kāi)啟閥門(mén)時(shí)(即是使球體通徑與法蘭通徑處在同一軸線(xiàn)上)，壓縮空氣從執行機構的A端進(jìn)氣，推動(dòng)活塞向后移動(dòng)，活塞通過(guò)活塞桿帶動(dòng)曲柄使轉桿轉動(dòng)，而轉桿與閥桿之間采用方套連接，即轉桿轉動(dòng)，閥桿跟隨轉動(dòng)，同時(shí)也帶動(dòng)球體順時(shí)針?lè )较蛐D90°，使閥門(mén)處在直通狀態(tài)，壓力管道中的介質(zhì)煤粉通過(guò)球閥向高爐噴吹煤粉。閥門(mén)開(kāi)時(shí)，如圖2所示。
圖2 閥門(mén)開(kāi)
圖3 閥門(mén)關(guān)
相反，要關(guān)閉閥門(mén)時(shí)，從B端進(jìn)氣，活塞向前移動(dòng)，驅使球體逆時(shí)針?lè )较蛐D90°，閥門(mén)關(guān)閉，如圖3所示。
而閥門(mén)是否處在全開(kāi)或全關(guān)狀態(tài)，需要調整氣動(dòng)執行機構上的兩個(gè)定位調整螺釘，便可使球閥呈全開(kāi)或全關(guān)狀態(tài)。
3.2、球閥結構說(shuō)明
3.2.1、固定球結構(軸支式)
為了減少球閥的操作扭矩和增強密封的可靠程度，避免球體受壓后產(chǎn)生位移，并先磨損出口端的密封面，所以本球閥采用固定球的結構形式，其結構形式如圖4所示，即用球體下軸把球體固定(閥桿、球體及下軸的中心線(xiàn)必須在同一軸線(xiàn)上)。固定球結構形式的球閥都帶有浮動(dòng)閥座，在球體轉動(dòng)時(shí)或受壓后，閥座產(chǎn)生移動(dòng)，密封圈都緊壓在球體上，以保證密封。通常在與球體的上、下軸上裝有自潤滑軸承或銅套軸承，減小操作扭矩。
圖4 固定球結構
3.2.2、密封結構
1.球體 2.密封圈 3.閥座 4.O型密封圈 5.碟形 彈簧 6.調節墊片 7.法蘭
圖5 密封結構
本球閥的密封結構如圖5所示。密封圈2緊裝在閥座3上，閥座3在法蘭7中靠O型密封圈4密封，密封圈2借助于碟形彈簧5預先壓緊在球體1上，調整調節墊片6，便可調節密封面的予緊比壓。采用碟形彈簧的密封結構形式，具有密封帶自動(dòng)補償的作用。密封圈與球體間的密封除靠碟形彈簧預先壓緊保證密封外，尚靠密封圈內徑DWN和閥座外徑DJH所形成的環(huán)面積上的介質(zhì)作用力壓緊球體以達到密封，密封的可靠性很大程度上取決于密封面的平均直徑DMP與閥座外徑DJH之比。如果DJH/DMP值不夠大時(shí)，球閥將不能保證可靠密封;如果DJH/DMP值過(guò)大，將造成密封過(guò)載，而使閥門(mén)的開(kāi)關(guān)扭矩增加，磨損加快。
3.2.3、填料函處結構(上密封結構)
閥桿與閥蓋間的密封副稱(chēng)為填料函處密封結構(上密封結構)，結構形式如圖6所示。即在閥桿1、閥蓋2及閥體3間的填料下4、填料中5、填料上6、填料壓環(huán)7、碟形彈簧8形成密封。其密封依靠閥蓋壓緊兩個(gè)碟形彈簧向填料壓環(huán)施壓，迫使填料變形澎脹，以達到密封。而兩個(gè)碟形彈簧采用對合組合方式，這時(shí)兩個(gè)碟形彈簧的負荷不變(即與單個(gè)彈簧的負荷相同)，變形量和自由高度比單個(gè)彈簧增加一倍，所以能更好的起到自動(dòng)補償的作用。在氣體、液體試驗中持續時(shí)間內無(wú)可見(jiàn)泄漏。
1.閥桿 2.閥蓋 3.閥體 4.填料下 5.填料中 6.填料上 7.填料壓環(huán) 8.碟形彈簧
圖6 填料函處結構
3.3、主要技術(shù)參數
3.3.1、球閥主要技術(shù)參數
公稱(chēng)通徑：DN32mm;公稱(chēng)壓力：PN1.6MPa;實(shí)際使用壓力：0.2～1.2MPa;
密封試驗壓力：1.6MPa;強度試驗壓力：2.4MPa;工作溫度：-20℃≤t≤150℃;
工作介質(zhì)：煤粉。
3.3.2、氣動(dòng)裝置主要技術(shù)參數
操作氣缸直徑：D氣=80mm;
操作氣缸行程：S=56mm;
正常操作氣壓：P氣=0.4～0..6MPa;
密封試驗壓力：0.8MPa。
3.4、設計計算
3.4.1、通道截面直徑的選擇
本閥門(mén)采用不縮徑形式，故通道截面直徑等于通徑，即DN=32mm。
3.4.2、球體外圓半徑的確定
根據結構需要選取R=DN=32mm，即球體直徑為64mm。
3.4.3、密封圈內徑、外徑的確定
因為球體通孔為32mm，再加上球體通徑處為防割傷密封圈，必須倒圓角R=2mm，即密封圈內徑DMN≥36mm，根據結構和密封要求需要，取密封圈內徑DMN=38mm=3.8cm，密封環(huán)帶寬度為bm=5mm，即密封圈外徑DMW=48mm=4.8cm。
3.4.4、密封圈預緊力(即是碟形彈簧的預緊力)的計算
密封圈與球體接觸環(huán)帶面積：
預緊比壓：對聚四氟乙烯的密封圈，取閥座密封的最小比壓qMymin=0.1p(p——介質(zhì)工作壓力，p=1.6MPa=16kgf/cm2)，但不小于2.0MPa，即qMymin=2.0MPa=20kgf/cm2;
密封圈預緊力(即是碟形彈簧的預緊力)：
P=FqMymin=6.75×20=135kgf。
3.4.5、球閥進(jìn)口處密封圈對球體作用力的計算
球閥進(jìn)口處密封圈對球體作用力的平衡式：
式(1)中：
QQ——密封圈對球體的壓力;QZJQ——介質(zhì)經(jīng)閥座壓在球體上的力;QMy——閥座密封圈的予緊力(碟形彈簧預緊力);QJJ——介質(zhì)工作壓力在密封間隙中的作用力。
式(2)中：DJH——閥座的外徑。
式(4)中：PJP——密封間隙中的平均壓力
將式(2)～(4)代入式(1)：
3.4.6、閥座密封面上實(shí)際工作比壓q的計算閥座密封面上實(shí)際工作比壓：
式(6)中：N——密封面上的法向壓力
根據實(shí)物中密封圈與球體間密封面上的法向壓力角度約為48°30';
即
3.4.7、閥座外徑DJH的確定
當工作壓力p=1.6MPa=16kgf/cm2時(shí)，若要保證密封面有良好的密封性能，須使其密封比壓滿(mǎn)足：
上式中：
bm——密封面寬度
另一方面，為保證密封不由于過(guò)載而加快磨損，在工作壓力p=16kgf/cm2時(shí)，密封面的實(shí)際工作比壓必須滿(mǎn)足：
q≤[q]=15.3MPa=153kgf/cm2
式中：[q]——密封圈的許用密封比壓，對于聚四氟乙烯的密封圈，[q]=15.3MPa=153kgf/cm2。
歸納上面兩個(gè)條件得不等式：
將式(8)代入(9)式，整理得：5.7cm
綜合考慮密封性能要求及球閥結構的合理性，取DJH=7cm。
當DJH=7cm，密封圈對球體的壓力QQ=4πDJH-100.4=515.04kgf，閥座密封面上的實(shí)際工作比壓q=1.86D2JH-14.86=76.28(kgf/cm2)，滿(mǎn)足
45.82kgf/cm2< q ≤ 153kgf/cm2的要求。
3.4.8、球體在閥座中的摩擦力矩的計算
球體在閥座中的摩擦力矩：
式(10)中：
MQZ1——閥座予緊力對球體產(chǎn)生的摩擦力矩;MQZ2——由于介質(zhì)工作壓力產(chǎn)生的摩擦力矩。
式(11)中：
rMp——球體摩擦半徑的平均值，rMp=R/2(1+cosφ)，R為球體半徑，即R=3.2cm。根據實(shí)物中密封圈與球體間密封面上的法向壓力角度約為48°30'，即rMp=2.66。f——摩擦系數，對聚四氟乙烯的密封圈f=0.05。
將已知條件代入(11)得：
將已知條件代入式(12)得：
故球體在閥座中的摩擦力矩：
3.4.9、閥桿的扭矩及直徑的確定
由于本閥門(mén)的閥桿用填料密封，其扭矩主要來(lái)自閥座預緊力對球體產(chǎn)生的摩擦力矩及介質(zhì)工作壓力產(chǎn)生的摩擦力矩，為考慮安全系數，閥桿的扭矩取為：
閥桿的方頭尺寸：
式中：
τN——閥桿材料許用剪切應力，查設計手冊可知τN=1450kg，即閥桿的方頭取9mm×9mm。閥桿直徑
即選取閥桿直徑DF=14mm。
3.4.10、球閥中的軸承摩擦力矩
軸承摩擦力矩：
式(13)中：
f——軸承摩擦系數，取f=0.25;dQJ——球體軸頸直徑，按球體的設計dQJ=20mm=2cm;QZJ——作用在球體一個(gè)軸頸上的作用力。
即
將已知條件代入式(13)得：
3.4.11、球閥總摩擦扭矩的計算
由于O型密封圈的摩擦力很小，可忽略不計，其球閥總摩擦扭矩由下式確定：
3.4.12、氣動(dòng)裝置氣缸直徑的確定
要使氣動(dòng)裝置能驅動(dòng)球閥開(kāi)閉，必須滿(mǎn)足條件：
而氣動(dòng)裝置所產(chǎn)生的扭矩：
式(14)中：
L——曲柄力臂長(cháng)度，為考慮氣缸行程、直徑及成本的合理，故初選用球閥DN25曲柄，即L=3.96cm，Lcos45°=2.8cm為氣缸行程的一半，即行程為56mm;D氣——氣缸直徑;p氣——氣源最小氣壓0.4MPa(4kgf/cm2)。
將已知條件代入式(14)，整理得：
即取
D氣=8cm=80mm。
3.4.13、碟形彈簧的設計計算
受閥門(mén)結構的限制，彈簧必須滿(mǎn)足以下條件：
碟形彈簧外徑DDJK=38mm。
初選彈簧參數：外徑D=64mm，內徑d=40mm，厚度δ=1.5mm。
碟形彈簧的計算采用阿爾曼和拉茲羅近似方法。
本球閥采用無(wú)支承面碟形彈簧，單個(gè)碟形彈簧時(shí)的計算：
(1)依據單個(gè)碟形彈簧特性曲線(xiàn)，采用h0/δ=1.4的比值，求得極限行程 h0=1.4δ=1.4×1.5=2.1(mm)。
(2)自由高度H=δ+h0=1.5+2.1=3.6(mm)。
(3)直徑比
與C值有關(guān)的輔助值α，查表得α=0.621×10-5 mm2•(kgf)-1。
(4)錐角φ0的近似求法：
求得
φ0≈10°。
(5)碟形彈簧的負荷：
當碟形彈簧的變形量f=h0時(shí)，
當f=0.75h0時(shí)，即f=1.575
當f=0.45時(shí)，
根據設計計算，碟形彈簧如圖7所示。
圖7 碟形彈簧
4、結論
對此FQ647F-16C氣動(dòng)噴煤球閥DN32的設計，經(jīng)試制檢驗，結果表明，其產(chǎn)品能達到設計要求。并經(jīng)用戶(hù)在冶金系統高爐煤粉噴吹裝置上的使用情況反饋說(shuō)明，其產(chǎn)品在使用過(guò)程中各項技術(shù)指標均已具有較高的水平，在某些方面已趕上或超過(guò)國際先進(jìn)樣機的水平，主要體現在以下幾方面：
(1)響應速度快，開(kāi)閉時(shí)間tmax<2s，這是高爐噴煤系統的一個(gè)重要參數;
(2)能自動(dòng)補償，當球閥有一定程度的磨損時(shí)，仍能保持其密封性能，延長(cháng)球閥的使用壽命;
(3)調整和定位準確、方便，可保證球閥使用范圍;
(4)可配置閥門(mén)開(kāi)關(guān)信號裝置，實(shí)現遠距離自動(dòng)控制，可滿(mǎn)足微機自動(dòng)操作的需要。
本球閥的研制成功，解決了國內各冶金系統高爐煤粉噴吹裝置配套設備的急需，也為其它冶金、化工、石油、紡織等行業(yè)的設備配套使用提供了方便。
