1、閥門型號編排

　　閥門型號通常應表示出閥門類型、驅動方式、連接形式、結構特點、密封面材料、閥體材料和公稱壓力等要素。閥門型號的標準化對閥門的設計、選用、銷售提供了方便。當今閥門的類型和材料越來越多，閥門的型號編制也越來越復雜。我國雖有閥門型號編制的統一標準，但愈來愈不能適應閥門工業發展的需要。目前，閥門制造廠一般采用統一編號方法，凡不能采用統一編號的方法，各制造廠均按自己的需要制訂編號方法。FQ647F-16C氣動噴煤球閥的型號根據國家標準的規定及汕頭市閥門廠制訂方法如圖1所示。

圖1 閥門型號編排

2、對閥門的性能要求

　　FQ647F-16C氣動噴煤球閥DN32是參考國際先進樣機設計制造的新型結構噴煤專用球閥，是目前冶金系統高爐煤粉噴吹裝置上的專用配件。為適應不同規格、不同鋼種，通過開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，噴煤系統必須隨時快速開啟、關閉以達到溫度的要求，其快速開啟、關閉是通過電子計算機控制來實現的。因此，氣動噴煤球閥必須具備下面三個特性：

　　(1)響應速度快，要求在1～2s內完成開啟、關閉動作以適應電子計算機自動控制的要求;

　　(2)為穩定壓力管道中的壓力及管道中介質的煤粉所附帶有害氣體泄漏現象，故氣動噴煤球閥不能泄漏;

　　(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(轉動不靈活)現象，所以使用時必須全開或全關，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裝置兩部分組成。開啟、關閉動作是由氣動執行機構——氣缸驅使球閥閥桿轉動，從而帶動球體正反向回轉90°來實現的。

　　如需開啟閥門時(即是使球體通徑與法蘭通徑處在同一軸線上)，壓縮空氣從執行機構的A端進氣，推動活塞向后移動，活塞通過活塞桿帶動曲柄使轉桿轉動，而轉桿與閥桿之間采用方套連接，即轉桿轉動，閥桿跟隨轉動，同時也帶動球體順時針方向旋轉90°，使閥門處在直通狀態，壓力管道中的介質煤粉通過球閥向高爐噴吹煤粉。閥門開時，如圖2所示。

圖2 閥門開

圖3 閥門關

　　相反，要關閉閥門時，從B端進氣，活塞向前移動，驅使球體逆時針方向旋轉90°，閥門關閉，如圖3所示。

　　而閥門是否處在全開或全關狀態，需要調整氣動執行機構上的兩個定位調整螺釘，便可使球閥呈全開或全關狀態。

3.2、球閥結構說明

　　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必須在同一軸線上)。固定球結構形式的球閥都帶有浮動閥座，在球體轉動時或受壓后，閥座產生移動，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所形成的環面積上的介質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，球閥將不能保證可靠密封;如果DJH/DMP值過大，將造成密封過載，而使閥門的開關扭矩增加，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7、碟形彈簧8形成密封。其密封依靠閥蓋壓緊兩個碟形彈簧向填料壓環施壓，迫使填料變形澎脹，以達到密封。而兩個碟形彈簧采用對合組合方式，這時兩個碟形彈簧的負荷不變(即與單個彈簧的負荷相同)，變形量和自由高度比單個彈簧增加一倍，所以能更好的起到自動補償的作用。在氣體、液體試驗中持續時間內無可見泄漏。

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 8.碟形彈簧

圖6 填料函處結構

3.3、主要技術參數

　　3.3.1、球閥主要技術參數

　　公稱通徑：DN32mm;公稱壓力：PN1.6MPa;實際使用壓力：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：煤粉。

　　3.3.2、氣動裝置主要技術參數

　　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、球閥進口處密封圈對球體作用力的計算

　　球閥進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——介質經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、閥座密封面上實際工作比壓q的計算閥座密封面上實際工作比壓：

　　式(6)中：N——密封面上的法向壓力

　　根據實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，若要保證密封面有良好的密封性能，須使其密封比壓滿足：

　　上式中：

　　bm——密封面寬度

　　另一方面，為保證密封不由于過載而加快磨損，在工作壓力p=16kgf/cm2時，密封面的實際工作比壓必須滿足：

　　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，閥座密封面上的實際工作比壓q=1.86D2JH-14.86=76.28(kgf/cm2)，滿足

　　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生的摩擦力矩;MQZ2——由于介質工作壓力產生的摩擦力矩。

　　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

　　由于本閥門的閥桿用填料密封，其扭矩主要來自閥座預緊力對球體產生的摩擦力矩及介質工作壓力產生的摩擦力矩，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、氣動裝置氣缸直徑的確定

　　要使氣動裝置能驅動球閥開閉，必須滿足條件：

　　而氣動裝置所產生的扭矩：

　　式(14)中：

　　L——曲柄力臂長度，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

　　受閥門結構的限制，彈簧必須滿足以下條件：

　　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。

　　本球閥采用無支承面碟形彈簧，單個碟形彈簧時的計算：

　　(1)依據單個碟形彈簧特性曲線，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，

　　當f=0.75h0時，即f=1.575

　　當f=0.45時，

　　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氣動噴煤球閥DN32的設計，經試制檢驗，結果表明，其產品能達到設計要求。并經用戶在冶金系統高爐煤粉噴吹裝置上的使用情況反饋說明，其產品在使用過程中各項技術指標均已具有較高的水平，在某些方面已趕上或超過國際先進樣機的水平，主要體現在以下幾方面：

　　(1)響應速度快，開閉時間tmax<2s，這是高爐噴煤系統的一個重要參數;

　　(2)能自動補償，當球閥有一定程度的磨損時，仍能保持其密封性能，延長球閥的使用壽命;

　　(3)調整和定位準確、方便，可保證球閥使用范圍;

　　(4)可配置閥門開關信號裝置，實現遠距離自動控制，可滿足微機自動操作的需要。

　　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、紡織等行業的設備配套使用提供了方便。