高品質閥門專業制造商
全套工程閥門解決方案
服務熱線： 021 - 58108666
小口徑浮動球球閥結構簡單，工作壓力低，一般 只要在現場對閥座壓縮量適度調整，都能使 密封性能達到規模生產的要求，但如果同時還要求 規范啟閉力矩和使用壽命，就需要針對的特 殊性能和閥座的結構特征，分析閥座的壓縮量和受 力狀態，優化閥座壓縮量和密封件的結構尺寸，滿足閥座性能的各項要求。
閥座的設計壓縮量叭J由預壓縮量、定形壓 縮量A和磨損補償量構成。
2.1、預壓縮量 球閥出口端閥座的靜密封面與動密封面一樣都是通過閥體、閥蓋和球體對閥座預壓縮和介質壓力的共同作用獲取密封力。由于介質作用力 分擔了出口端部分密封力，因此預壓縮量應從必須壓縮量中減去介質壓縮量öJZ 單側閥座預壓 縮量為
（1）必須壓縮量60 閥座必須壓縮量由動密封面x軸向壓縮量和靜 密封面壓縮量疊加。根據虎克定律按各自必須比壓 qd或，訓一算動密封壓縮率或靜密封壓縮率。
以球體與閥座上圓角r的切點為基點，其至靜 密封面的距離設為閥座承壓的基礎厚度。則實 現密封的單側x軸向必須壓縮量為
式中一一一動密封面的x軸向壓縮量
球閥關閉時，介質壓力Ps通過球體作用于出口端閥座，使其獲得介質作用力FMJO FMJ = APS （4）由此動密封面和靜密封面各自向中性面擠壓，但動密封面Y軸投影面積蓋與靜密封面積召并不相等，因此取其平均值計算閥座的介質壓應力為
（1） 密封件加工偏差絕對值總量 密封件加工偏差累積量，使閥體、閥蓋和球體型腔收縮產生壓縮量。這些偏差主要來自于閥體（閥蓋）接口面至靜密封面間距的負偏差，閥座承壓基礎厚度的正偏差，球體直徑正偏差以及球體圓度公差。因加工精度限制，累積量一般集中在加工偏差絕對值總量的50％、80％之間。由于動密封寬度的要求累積量不宜低于總量的50％，因此試圖利用組裝時正負偏差互相對沖，對零件取雙向偏差（其實質是對公稱尺寸的修正）以獲取所需壓縮量的可能性較小。
（2） 壓縮變形
PTPE在25 ℃時的假屈服極限 14• 3MPa[2]，當閥座承受該壓力24h后會產生巧• 44％壓縮變形，其中8 • 12％為永久變形田。利用這個特性，按密封件加工偏差絕對值總量的70％、80％設置定形壓縮量A，迫使閥座壓縮變形后與球體表面、閥體和閥蓋靜密封面貼實，補償密封面微觀不平度和球體不圓度的不足，在閥座錐面擠壓出有效穩定的球形密封面。在定形之后定形壓縮量包括可能超出的加工偏差，依靠冷流負荷在變形流失中緩慢消除。取50％為定形壓縮量時，閥座結構尺寸會進一步縮減，但該組尺寸并不能滿足80％對閥座強度的要求。因此閥座的定形壓縮量A和閥座承壓基礎厚度（圖 ）均取決于密封件實際的加工工藝水平。若按密封件加工偏差絕對值總量的70％設定A ,則 ：A/8口％一8 • 64
2.3、磨損補償量 根據球閥公稱壓力下滿足密封性能啟閉次數” 的要求，按平均磨損率、密封時閥座平均壓強％與磨損試驗壓力之比六計算磨損補償量。
（1）、壓縮彈性模量E
試驗用的4組PTFE壓縮彈性模量為268、265、 303和284MPa，平均值為E =280MPao低于各資料中的彈性模量、拉伸彈性模量或彎曲彈性模量。
（2）、磨損量
在2• 0MPa壓力下，不銹鋼球在濕潤面來回摩擦2 000次，二組平均磨損量為0•巧m，平均磨損率：7巧E -7mm/次（注：此數據及壓縮彈性模量均經過測定）。
（3）、定形壓縮量
將球體和閥座裝人由閥體和閥蓋組成的球形腔中（DN = 41mm，r = 2mm，：60。，：32mm），巧組 D№0球閥測定數據顯示，由于閥座在生產儲存過程產生扭曲變形0• 30n皿，24h后全部矯正至設計尺寸。以此為測量基點，6個月后單個閥座定形壓縮量平均值A：0• 33mm，變形率為8％一8巧％。與文獻[ 1 ]中的變形率略有波動，時間也延長至半年以上。可見，閥座在設定的壓縮型腔中，經歷了矯正變形（增強沒有這個過程或不明顯）、永久變形和密封（彈性）變形3個過程。前2個過程分界線是閥座設計尺寸，后2個過程的分界線是假屈服極限。 相關，是維持閥門正常啟閉壽命的基本條件。
由于閥座和殼體不是粘接密封而是壓縮密封，因此出口端閥座軸向總密封力FMZ應由閥座軸向動密封力FdX和靜密封力FJX合成。文獻[ 1 ]推薦FMZ ：FNC0，其值得推敲，FN是FMZ分力，應小于FMZ，其次未納人靜密封力，不適合壓縮密封的靜密封結構。由此計算的啟閉力矩也與測量值不符。忽略空心球重力影響，FdX在動密封面上分解為法向力FN和摩擦力FT。其中FT為較小量，省略不計，則FdX分解為一對法向力（圖1），顯然
中FN一一密封面上的法向力,N 閥座靜密封力FJX為
閥座軸向總密封力FMZ為
FMZ：2qdScosß + qJB （10）式中FMz—出口端閥座總軸向密封力,N
‰、q了一．動密封、靜密封必須比壓，MPa
B 閥座靜密封面面積，皿12
B =—(DM2一乃q2）
Dp、DM一一一靜密封面內、夕卜徑,mm
．s一一動密封面表面積（按圓錐面計算），
S=TbMd(YQ+Yp)
YQ、Yp一一一為動密封面內、外半徑,mm
由尸作用在靜密封面上的壓縮應力，不應大于的許用抗壓強度CöY ]：12• 9Mpa[l]
3.3、出口端閥座密封面的抗冷流強度密封時，閥座平均承壓厚度九將承受介質壓縮量、預壓縮量和磨損補償量施加的平均壓強％，
" 其值不允許超出假屈服極限，否則在“冷流負荷作用下磨損補償量將逐漸被吞噬甚至影響預壓縮量，一直降到實際壓強低于假屈服極限為止，降低使用壽命和密封性能。反之如％過低，則使磨損補償量額外增加，給啟閉力矩加碼。為此應控制
(ö0+öMOE< Cp （12） 4閥座尺寸
為同時滿足閥座對強度、密封性能、啟閉壽命和啟閉力矩的各項要求，需要對閥座結構尺寸進行優化設計，獲取理想的壓縮量。以PN16一DN50浮動球球閥的厑閥座為例展開計算（圖2）。
初選尺寸需要在閥座強度計算和性能測算的平衡中調整和確認。取流道直徑（降1檔）DN = 40mm，球半徑（0 • 75、0 • 9R：32mm，流道與圓錐面相交圓角半徑r：Imm，圓錐面的半錐角（應大于 儀：52• 5。密封面寬度裕量的x軸投影長度hK ：0• 9n皿，護錐邊寬（初選沖B：1.5mm，靜密封面外徑45。倒角的邊長c：0• 8mm，靜密封面巧。角長邊v：1.2mm，平均磨損率= 7巧E一7m艸／次，壓縮彈性模量E：280MPa，密封件加工偏差絕對值總量，：0• 38mmo
置球體與閥座的圓角r相切，將圓錐面母線坐標平移K至球的圓心，截距K為
=0. 5DN + r+ + r) 2 一 （0巧DN + r)2
（13）列圓錐面母線的線方程和球體的圓方程。
Y=tana(K—X) （14） X2 + = 2 （巧）、求圓錐面母線與流道母線的交點J、圓錐面母線與 端面交點F的x軸坐標（圖3）。
K—0. 5DN= 24．96mm
Fx =X +hj—H=21.96mm
