摘要：球阀阀体受力非常复杂，设计需考虑的因素较多。目前阀体壁厚设计有多种方法，不同方法得出的计算结构相差很大，难以定论。为了保证安全经济性，运用6钟方法对阀体的壁厚进行了对比设计，进而求出最佳壁厚值。运用ANSYS有限元软件，考虑各种荷载的影响，对阀体进行三位数值模拟。结果表明，强度和刚度都符合设计要求。
关键词：球阀  阀体  设计  数值

引言

    由于球阀具有流体阻力小、密封性能好、可靠性高、启闭速度快等突出优点，不仅使它在一般工业管道上得到广泛的应用，而且在核工业、宇航工业的液氧与液氢输送管线中亦被普遍采用。随着我国西气东输工程的启动，大口径球阀在输送天然气等方面的需求量巨增（据统计，在干线上共设置了190座线路截断阀室和62座支线截断阀室），而国内目前生产的球阀公称通径大多在500mm以下，对于大口径球阀的开发较少。因此，开发科技含量高、安全性好、可靠性高、耐恶劣环境能力强的大口径球阀，满足国内市场的需求，具有重要的现实意义^[1]。

    球阀设计的内容主要有阀体壁厚的计算、球阀法兰的设计、球阀阀杆强度的计算、球体强度和刚度的计算、以及调料压盖和弹性元件的计算。作为球阀主要部件之一的阀体，设计是否合理会直接影响到整个球阀性能的好坏。本文主要讨论DN500型阀体的设计。

1 阀体设计

1.1 球阀整体结构介绍

    球阀的整体结构简图如图1所示，其主要组成部分有：阀体、球体、启闭传动结构、支撑结构和密封结构。设计的球阀公称通径为500mm，阀体腔体最大内径为φ754mm，阀体腔体最大外径为φ808mm，承受最大工作压力为5MPa，阀体法兰处内径为φ489mm。阀体材料的屈服极限为275MPa，强度极限为485MPa，许用应力取120.69MPa^[2]。

1.2 阀体结构设计

    由于阀门的口径较大，考虑到铸造方面的因素和加工的难度，阀体设计成二分体式阀体，两个阀体通过螺栓、“O”型圈密封连接，形成一个整体通道。阀体带有泄压装置，当阀体内腔出现压力异常时，可通过卸压安全阀，泄掉阀腔内压力，保护阀体安全。同时，由于下方的接管要承受尾杆传给的球体重力，为了防止阀体太大的变形，在它与法兰之间增设一个凸台。这种二分体式阀体要比整体式阀体单件质量轻，铸造、机械加工和安装更为方便。阀体三维结构图见图2所示。

1.3 影响阀体设计因素的分析

    阀体不仅受到流体的内压力，而且还受到管道的应力、球体的重力、以及其他方面的附加力。在设计时不仅要考虑强度，还要考虑密封。腐蚀、制造工艺等方面的因素。现有球阀阀体的计算公式，大多是把球阀看作压力容器，从压力容器的计算公式演变而来。但球阀阀体的形状比压力容器要复杂得多，不仅不同类型的球阀阀体形状不一样，即使是同一个阀体，个部分的尺寸也不完全相同。如果按照常规方法，把不同形状和尺寸的部位分开进行计算，会非常繁琐，因此一般还是把它按等厚度进行考虑。只是在结构设计上考虑其他因素（比如工艺的需要）后，设计成非均匀壁厚的阀体。

1.4 阀体壁厚的确定

    在壁厚的设计过程中，既要做到安全可靠，还要兼顾经济性。为了使计算结果趋于合理，这里运用6种不同的方法进行对比设计，见表1所示。

    前5种计算方法只是从满足阀体的强度出发，没有把刚度（即密封要求）考虑进去，计算结果都比按刚度选取的壁厚小。所以在有限元建模时，暂时按刚度来选取阀体的最小壁厚。

2 阀体三维有限元应力分析

    为了考察阀体局部应力和变形的大小，用ANDYS有限元软件进行了三维数值模拟，进而验证设计结果是否满足设计要求。

2.1 模型建立

    考虑到阀体的对称性，取阀体的一半来研究，并对局部网格进行了细化，单元总数为108372，单元类型为solid95三维实体单元。

2.2 便捷条件和载荷

    为便于分析，对边界条件进行了简化。阀体两端都是法兰连接，把其看为简支约束；在法兰端面有螺栓孔的环形面积上施加了Z（径向）方向和Y（环向）方向约束。对阀体对称面上，施加了对称约束。同时，在模型的内表面上施加流体工作压力，并对垫片压紧力和螺栓载荷作了简化，作为面力施加在法兰相应的环形面积上。（在此没考虑垫片和螺栓的预紧力，只考虑其工作载荷。）除此之外，还考虑了球体的重力和阀体的自重产生的影响，见图3所示。

2.3 计算结构分析

2.3.1 工作压力下的模拟结果分析

    通过计算，得出阀体详细的应力分布情况，以及最大应力的实际位置。对结果进行后处理的方法有很多，这里采用第四强度理论（Mises应力）以云图的形式给出阀体的应力分布情况，见图4所示。

    从图中可以看出，除个别的畸形单元，图中连续区域的最大应力值约为167.8MPa，主要集中在法兰的颈部以及阀座与阀体相接的密封面处（该处为结构不连接处）。按分析设计，此两处的应力校核条件应满足：σ≤3[σ]=362.07MPa，由此可见最大应力远远小于3倍的许用应力。

    考虑阀体刚度要求，一面因受力变形太大破坏密封，必须把总的位移（三个方向上的位移矢量和）控制在0.001DN以内^[2]。该球阀公称通径为500mm，所以位移应小于0.5mm。图5给出的最大位移矢量和为0.23mm，满足要求；图6给出的轴向最大位移为0.22mm，与阀座相接处的最大位移的绝对值为0.1mm，不影响密封效果，满足设计要求。

2.3.2 水压试验压力下的模拟结果分析

    对水压试验工况（试验压力取7.5MPa）同样进行了三位数值模拟。限于篇幅不再给出具体图形，模拟结果如下：集中在法兰颈部和阀座与阀体相接密封处的最大应力值为252.704MPa＜3[σ]=362.07MPa，且小于屈服强度，不会发生永久变形，可见满足要求；阀体最大位移矢量和为0.43mm，满足上面提出的要求；轴向最大位移为0.40mm，与阀座相接处的最大位移的绝对值为0.23mm，不影响密封效果，同样满足设计要求。

    经过ANSYS有限元软件对两种工况（工作状态和水压试验）的数值模拟，证明所选取的阀体无论是强度还是刚度都满足要求。为了承担其他外来突变载荷和相关因素的影响，在刚度和强度上留有余量，阀体的厚度不再减小。最终决定阀体的厚度为27mm。

3 结论

    （1）通过6种方法的对比设计，求出阀体的最佳壁厚。从中看出，对于中低压球阀，影响阀体壁厚的主要因素是刚度。

    （2）对所设计的阀体运用ANSYS有限元软件进行三维数值模拟，结果表明无论是强度还是刚度都符合设计的要求，设计合理。

参考文献

1.张锁龙，何云松，裴峻峰，等.大口径球阀的结构设计和强度计算[J].江苏工业学院学报，2004，16（4）：36～39.
2.杨源泉.阀门设计手册[M].北京：机械工业出版社，1992.
3.章华友，晏泽荣，陈元芳，等.球阀设计与选用[M].北京：北京科学技术出版社，1994.
4.洪勉成，陆培文，高风琴，等.阀门设计计算手册[M].北京：中国标准出版社，1994.
5.GB 150-1998 钢制压力容器[S].