減壓閥承壓件設計 減壓閥承壓設計 減壓閥耐壓 減壓閥控壓件 減壓閥壓力 減壓閥壓力設置
1、之前介紹黃銅帶表消聲減壓閥使用注意事項，現在介紹減壓閥承壓件設計概述
減壓閥承壓件設計在閥門產品設計及閥門承壓件的設計中,目前尚無閥門承壓件的小壁厚計算公式,在計算時一般都暫用壓力容器壁厚計算公式來代用。但是,經計算得出的數值比實際選用的要小得多,也就是說,用壓力容器壁厚計算公式來計算閥門承壓件的小壁厚是不適宜的。科學的確定閥門承壓件小壁厚方法和合理的選用計算公式,使閥門承壓件小壁厚符合我國閥門現有的設計、制造和使用水平是十分必要的。
1-59何為承壓件7
上海申弘閥門有限公司主營閥門有：減壓閥(氣體減壓閥,可調式減壓閥,水減壓閥設計能承受管線介質壓力的零件，如閥體、閥蓋、填料壓蓋、閥桿、墊片和螺柱等零件。
1—60何為控壓件？
是指那些用來阻止或允許介質流動的零件，如閥座、球體、蝶板、閘板、閥瓣等密封件。
1161何為雙閥座，兩個閥座雙向密封閥門( DIB-1)7設計為雙閥座，在雙向各自密封的閥門，如圖1-2所示。標閥≈一—三流。
圖1-2雙向各自密封的雙閥座閥門
1-62何為雙閥座，一個閥座單向密封．一個閥座雙向密封閥門(DlB．2)?
設計為雙閥座，一個為單方向密封閥座，一個為兩個方向都能密封的閥座，如圖1-3所示。圖13一Al閥座單向密封，一個閥座雙向密封的雙閥座閥門 壓力范圍水用減壓閥小工作壓力為1724 kPa（250 psi）
1.24 溫度范圍
水用減壓閥設計的小溫度范圍為：0.6°C （33°F）至 60°C（140°F）
1.3 設計限制
1.31 減壓閥中的各個部件能夠抵抗由特定水壓試驗產生的應力，不出現*變形。并且也可以抵御在水壓不平衡的特殊工作條件下，由工作水壓力所產生的應力。見3.6節。 1.32 機械性能 1.3.2.1 可修復性
(a)減壓閥的內部零件或者濾網（如果內附其中）應易于檢查、清洗、維修或更換。做上述檢查或維修時，無需從管路中拆卸下減壓閥。
(b)減壓閥中可更換的零件，必須保證，同型號同尺寸的零件具有可互換性。
1.4 參考標準
參考 ANSI、ASTM、ASME 和 ISO版本的標準。這個試驗的目的在于，測試閥門是否可以承受初的設定壓力1724kPa（250psi），或是制造商所設定的比此壓力更高的壓力；測試當設定所減壓差小時，是否會發生內漏。
3.1.2 步驟
旋轉調整螺栓，使彈簧不處于壓縮狀態。如圖1安裝。開啟所有標注1和2的閥門，并打開供給閥，供水來排除管路中的空氣。關閉截止閥1和2，觀察壓力表1的指示，使供水壓力至1724kPa （250psi）或是制造商設定的高于此值的壓力值。觀察記錄壓力表2的數值，此數值顯示的是減壓閥二次側的壓力值（減壓后的壓力值）。保持入口壓力值為1724kPa（250psi），或是制造商所設定的更高的壓力值，至少五分鐘。
這個試驗的目的在于，測試閥門是否可以承受初的設定壓力1724kPa（250psi），或是制造商所設定的比此壓力更高的壓力；測試當設定所減壓差小時，是否會發生內漏。
3.2耐壓試驗#2 （靜壓 外漏測試）
3.2.1 目的
這個實驗的目的在于，當入口壓力為1724kPa（250psi）或是制造商所設定的比此壓力更高的壓力時，使減壓閥兩側具有同樣的壓力值，來測試減壓閥是否會發生外漏。
3.2.2 步驟
延續上述3.1的試驗，開啟截止閥1，使減壓閥二側的壓力等同于1724kPa（250psi）或是制造商所設定的比此壓力更高的壓力，保持至少五分鐘。觀察是否外漏。
3.2.3 評測標準 出現外漏則表明樣品為不合格品。
2、設計準則
閥門是壓力管道重要附件。由于其功能的特殊性,受力的復雜性,所以其設計準則也有著特殊性。經研究證明,其設計過程是基于亞比例失效準則。亞比例失效是認為承壓件只有*處于亞比例狀態時才是安全的,一旦承壓件某一點設計的大應力使承壓件產生變形超出亞比例范圍,就認為這個承壓件已失效。亞比例狀態是承壓件因受力產生比例變形,其變形量達到大比例變形量的一半時的變形狀態。
筒體結構盡量采用小直徑，如果可能應避免出現縱向焊縫；封頭結構盡量采用球型或標準橢圓型（a＝2b）結構，應盡量避免采用錐型封頭尤其是平封頭；對于小尺寸的部件，采用與筒體一體成型的標準橢圓型封頭結構。關于承壓部件結構的細部處理，可參考本文所列的參考資料等，在此不作進一步討論。
至于承壓部件的材料，必須符合相關技術規范的規定。由于制冷系統承壓部件的應用特點，相關的設計規范可能會對部分材料的應用范圍提出較為嚴格的限制，例如，JB／T4750規定，Q235－B和Q235－C用于設計溫度大于等于0℃的部件；至于工作壓力范圍，用于制作殼體時，Q235－B用于設計壓力小于等于1.6MPa的部件，而Q235－C用于設計壓力小于等于2.5MPa的部件。而且，結構材料必須與相應的制冷劑以及配套的潤滑油等物質有良好的相容性。
3局部應力
3.1邊緣應力
3.1.1邊緣效應的概念
典型的承壓部件是由圓柱殼（筒體）和端部封頭（橢圓封頭、球形封頭、平封頭）連接而成，正常使用時不允許在連接處或截面形狀有變化的地方出現變形異常，如凸起、凹陷或開裂等變形不連續的情況。以筒體和標準橢圓封頭或球形封頭相聯接為例，按理論計算，在端部邊緣處它們的薄膜位移值均不相同，因此，在連接處會出現位移值的不連續情況。但是，實際上相應部位并沒有出現變形異常情況，原因是在工作壓力下除了整體的薄膜應力作用外，在邊緣處還有其它的應力存在，使得筒體與封頭連接處的變形連續條件得以滿足。這種應力就叫做“邊緣應力”，這種應力對筒體或封頭的影響稱為邊緣效應。邊緣效應具有很強的局部性質。邊緣效應不僅存在于筒體與封頭的連接區，而且筒體或封頭開孔接管區，承壓部件的支座區等都有這種效應存在。總之，凡是不同幾何形狀的殼體與其它部件連在一起時，都會產生邊緣應力。
閥門在工作中受到介質壓力作用同時還受到密封副之間擠壓力的作用,在這些作用力作用下,閥門閥座和閥瓣等承壓件因受力而變形,當其變形量超出亞比例變形范圍時閥門密封副因過大變形而產生泄漏,于是閥門失效。此時,亞比例極限是當試棒受拉產生大比例變形的一半變形量時的抗拉強度,即σy = 0.5σP (圖1) 。材料比例極限、彈性極限和屈服極限相差不大, 可近似地取σP≈σe≈σs , 安全系數n取2, 于是閥門承壓件不能發生失效的許用應力[σ]為
式中σs ———屈服極限,MPa
σe ———彈性極限,MPa
σP ———比例極限,MPa
σy ———亞比例極限,MPa
σb ———強度極限
n———安全系數
7、結語
經閥門承壓件小壁厚計算公式設計計算的閥門, 到目前為止尚未出現因壁厚而失效的質量問題。同時計算數值與GB /T 12224標準中小壁厚相似, 和壓力容器小壁厚計算公式相比較, 此公式更接近產品實際情況。因此, 相關的設計準則、強度理論和亞比例極限等理論具有實際意義,符合閥門承壓件受力失效實際工況。與本產品相關論文：波紋管減壓閥波紋管材料
參考文獻
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〔2〕 沈鴻. 機械工程手冊〔M 〕. 北京: 機械工業出版社,1982.
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