1、止回阀设计计算书(H44H-64C-DN200)编制:刘斌文审核:王学敏上海上冶阀门制造有限公司目录一、 壳体最小壁厚验算 1二、 中法兰螺栓强度校核 .1三、 中法兰强度校核 3四、 阀盖强度校核 6五、 阀瓣厚度验算 7参考文献1一、壳体最小壁厚验算1、设计给定 tB=19.2mm（参照 GB/T12236-2008）2、按第四强度理论验算tB= (见实用阀门设计手册表 5-78).3LpdCP式中：t B考虑腐蚀裕量后阀体壁厚 (mm)P设计压力（ MPa） ，取公称压力 PNP=6.4 MPad 阀体中腔最大内径(mm)d=200(设计给定) L t425阀体材料的许用拉应力（MPa）
2、查表（设 3-3）知 L t= 51MPaC考虑铸造偏差，工艺性和介质腐蚀等因素而附加的裕量（mm）tB= +C因 tB-C=11.54,参照实用阀门设计手册表 5-79, C 取 3mmtB=11.54+3=14.54mm显然 tB tB，故阀体最小壁厚满足要求二、中法兰螺栓强度校核1、 设计时给定：螺栓数量 n=12螺栓名义直径 d=M272、栓载荷计算（1）操作状态下螺栓载荷(N)FG=FFZ+FDJ（见实用阀门设计手册表 5-115）式中 FG在操作状态下螺栓所受载荷（N）设计说明与计算过程 结果tB=19.2mmtB=14.54mm6.4200 2.351-6.42FFZ流体静压总轴
3、向力（N）FFZ =0.785DDP2P其中 DDP 为垫片压紧力作用中心圆直径(mm)DDP=240+15=255mm（设计给定）FFZ =0.78525526.4=326685.6NFDJ操作状态下需要的最小垫片压紧力（ N）FDJ =2b DDPmP其中 b=bo（垫片基本密封宽度 mm） b=bo=15mm(设计给定)m 为垫片系数, m=2.5(查实用阀门设计手册表 3-32)FDJ =23.14152552.56.4=384336NFG =326685.6+384336 =711021.6N（2）预紧状态下螺栓所受载荷 FYJ（N）FYJ=bD DPqYJ式中：qYJ垫片比压（MP
4、a）qYJ=31.7MPa(查表 3-32)FYJ=1527031.7=403128.5N3、螺栓面积计算（1）操作状态下需要的最小螺栓截面积(mm 2)Ap = FG / t式中： t425下螺栓材料的许用应力（MPa） t=137 （MPa）(查实用阀门设计手册表 3-9)Ap= 711021.6/ 137=5190mm2（2）预紧状态下需要的最小螺栓截面积（mm 2）Aa= FYJ/Aa=设计说明与计算过程 结果FFZ =326685.6NFDJ =384336NFG =711021.6NFYJ =403128.5NAp=5190 mm23式中： 常温下螺栓材料的许用应力（MPa ）查表
5、 = t=137MPaAa= 403128.5/137=2942.5mm2（3）设计时给定的螺栓总截面积Ab= ndmin2= 12272=6867.2mm2（4）比较：需要的螺栓总截面积 Am=max（Aa，Ap）=5190 mm2显然 AbAm故：螺栓强度校核合格 三、中法兰强度校核1、法兰力矩计算（见设 5-124）（1）法兰操作力矩 Mp(Nmm)计算Mp= MD+ MT+ MG=FDSD+FTST+FGSG式中：F D作用于法兰内直径截面上的流体静压轴向力（N）FD=0.785Di2P其中 Di 为阀体中腔内径（mm）Di=220（设计给定）FD=0.78522026.4=24316
6、1.6NSD 为螺栓中心至 FD 作用位置处的径向距离（mm）SD=45（设计给定）FT流体静压总轴向力与作用于法兰内径截面上的流体静压轴向力之差（N）FT= FFZ -FD=326685.6-243161.6=83524N设计说明与计算过程Aa=2942.5mm2Ab=6867.2mm2Am=5190 mm2结果4ST螺栓中心至 FT 作用位置处的径向距离（mm）ST=42.5(设计给定)FG法兰垫片压紧力（N）FG= FDJ =384336NSG螺栓中心至 FG 作用位置处的径向距离SG=50mm（设计给定）Mp=243161.645+8352442.5+38433650=33697367
7、 Nmm（2）法兰预紧力矩 Ma（N mm）Ma=FGSGFG=W其中 W 为螺栓的设计载荷（N）W= = 137=825918.2NMa=825918.250=41295910Nmm（3）法兰设计力矩 Mo(Nmm)计算Mo=max(Ma ，Mp )式中 ft 425下法兰材料的许用应力（MPa） ft =83.9MPa（查实用阀门设计手册表 3-10） f 常温下法兰材料的许用应力（MPa ） f =138MPa（查实用阀门设计手册表 3-10）Ma =4129591(83.9/138)= 25106716.3Nmm故 Mo=Mp=33697367设计说明与计算过程 结果Mp=336973
8、67NmmMa=41295910NmmMo=33697367Nmm5190+6867.2252、法兰应力计算（1）轴向应力 H（MPa）计算 H= 式中 f 整体法兰颈部应力校正系数f =1(按图 5-136)参数 =1.42(按图 5-138 选取计算)Di1计算直径（mm）因 f ，故阀盖壁厚设计满足要求五、阀瓣厚度验算SB= (见阀门设计手册表 P432)1.72WpRC式中：S B阀瓣计算壁厚 (mm)R内球面半径(mm)R=325（设计给定）P介质工作压力（ MPa）取 P=PN=6.4 W阀瓣材料许用弯曲应力（MPa）查表知 W = 83.9MPaC考虑铸造偏差，工艺性和介质腐蚀等因素而附加的裕量（mm）SB= 6.43251789因 SB-C=21,参照实用阀门设计手册表 5-79, C 取 3mmSB=21+3=24设计给定 SB=40显然 SBSB故阀瓣厚度符合要求参考文献阀门设计手册 机械工业出版社实用阀门设计册 机械工业出版社机械设计手册 化学工业出版社设计说明与计算过程 结果 =18.7mm=19.2mmSB=24mmSB=40mm
